机械设计课程设计二级减速器.docx
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机械设计课程设计二级减速器
机械设计课程设计任务书
学生姓名
专业年级
设计题目：
设计带式输送机传动装置
设计条件：
1、输送带工作拉力:
F=2600N；
2、输送带工作速度:
v=１、1ｍ/s（允许输送带速度误差为±５％）；
3、滚筒直径:
D= 22０ｍｍ；
4、工作情况:
两班制,连续单向运转，载荷较平稳;室内，灰尘较大，环境最高温度35︒；
5、使用折旧期：
8年；
6、检修间隔期：
四年一次大修，两年一次中修,半年一次小修；
7、动力来源:
电力，三相交流,电压380/2２0V;
8、运输带速度允许误差:
9、制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
设计工作量：
1、减速器装配图１张（A1）;
2、零件工作图2张；
3、设计说明书1份。
指导教师签名：
2013年4月23日
说明：
1、此表由指导教师完成,用计算机打印（Ａ4纸）。
２、请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计（论文）得第一页。
设计题目:
二级展开式圆柱齿轮减速器
１设计条件
1、1原理图
（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机得传动示意图）
１、2工作情况
1）工作条件:
两班制，连续单向运转，载荷较平稳,室内工作，有灰尘，环境最高温度3５℃;
2）使用折旧期;８年；
3）检修间隔期：
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修；
4）动力来源:
电力，三相交流电,电压３80/２２0V;
5）运输带速度容许误差：
±５％；
6）制造条件及生产批量:
一般机械厂制造，小批量生产。
１、３原始数据
ﻩ题号
参数
1
运输带工作拉力F/ＫＮ
２60０
运输带工作速度ｖ/（m/s）
１、1
卷筒直径Ｄ／mm
２20
注：
运输带与卷筒之间卷筒轴承得摩擦影响已经在Ｆ中考虑.
2电动机选择
2、1电动机类型得选择
电动机选择全封闭得Y系列三相鼠笼式异步电动机，具有防止 灰尘、铁屑、或其它杂物侵入电动机内部得特点，Ｂ级绝缘,工作环境温度不超过＋４０℃,相对湿度不超过95%,海拔高度不超过１０00ｍ,额定电压380V，频率5０Hz。
2、2电动机功率得计算
工作机所需功率Pw
② 设计方案得总效率
＝０、99（两对联轴器得效率相等）
=0、9９,=0、98，=０、９9
=0、９7（两对齿轮得效率取相等）
则:
=＝0、886
③ 电动机所需工作功率
2、3电动机转速得选择
①由v=1、1m/s求卷筒转速nw
V==1、1→nw=95、5０ ｒ/miｎ
电动机可选转速范围
在该系统中只有减速器中存在二级传动比i１,i2，由圆柱齿轮传动比范围为3—5。
所以ｎｄ=（i1*ｉ2） nw=［9,25］＊ｎw
nｄ得范围就是（８59、5,238７、5）r/min，初选为同步转速为143０r/ｍin得电动机
２、4电动机型号得确定
电动机型号为Ｙ1０0L１-４，其额定功率为２、２kＷ，满载转速14３０r/ｍin。
基本符合题目所需得要求。
电动机型号
额定功率/KW
满载转速r/min
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
质量／Ｋg
Ｙ１00L1-4
2、２
1４30
2、２
2、3
34
Ｐw=２、86KW
＝0、886
=3、23KW
ｎｗ＝9５、50 ｒ／ｍｉn
nm=143０r/ｍｉn
3 计算传动装置得运动与动力参数
传动装置得总传动比及其分配
3、1计算总传动比
由电动机得满载转速nm与工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有得总传动比为:
=ｎm/ｎwnw＝95、５0r/min ｎm=1430r/miｎ ｉ=14、97
3、2合理分配各级传动比
由于减速箱就是展开式布置，所以i1＝（1、3-１、5）ｉ２。
估测选取 i1=4、5i2=3、3
传动比误差为0、801％，所以可行。
3、3各轴转速、输入功率、输入转矩计算
计算各轴转速
电动机转轴速度n０=ｎm＝143０r/min
高速轴1 ｎ1=ｎm=１4３0ｒ/ｍiｎ
中间轴2n2=＝317、７8r/min
低速轴3 n3＝=9６、30r/min
卷筒轴 n4=96、３0 r/min。
计算各轴功率
高速轴1P１=Ｐd*＝3、23*0、９９=3、２0Ｋw
中间轴2 P2=P1＊齿*n轴承１＝3、2０*0、９7*0、９9＝3、07Ｋw
低速轴3P3=Ｐ2*=3、０7０８＊0、9７＊0、98=2、9２Kw
卷筒轴 Ｐ４=P３*=2、9１91＊０、９9＊0、99=2、8６Kｗ
③ 计算各轴转矩
电动机输出转矩
i＝14、９7
i１=４、５
i2=3、3
各轴转速
n0=1430r/min
ｎ1=１430r/min
n2=３１7、78r/ｍin
ｎ3＝９6、3０r／min
ｎ4=９６、３０r／ｍｉn
各轴功率
P1=3、20 Kｗ
P２=3、07Kw
P3=2、９2Kw
P4=2、8６Kｗ
高速轴１
中间轴2
低速轴ＩII
卷筒轴
项目
电动机轴
高速轴I
中间轴IＩ
低速轴IＩI
卷筒
转速（ｒ／miｎ）
1430
143０
317、78
9６、30
96、30
功率（kＷ）
3、2３
3、２0
３、０7
２、92
2、86
转矩（N·ｍ）
21、6
21、４
92、3
2９0、0
284、0
传动比
１
1
4、5
3、３
1
4 齿轮设计计算
4、1高速齿轮得计算
输入功率
小齿轮转速
齿数比
小齿轮转矩
类型
３、20Kw
1430r/min
4、5
21、４Ｎ·m
斜齿
选精度等级、材料及齿数：
1）材料及热处理
选择小齿轮材料为40Ｃr（调质），硬度为280HＢS,大齿轮材料为４5钢（调质）,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用8级精度;
3）试选小齿轮齿数z1=２0,大齿轮齿数z2=９0得；
4、1、1按齿面接触强度设计
因为低速级得载荷大于高速级得载荷，所以通过低速级得数据进行计算。
按式（10—2１）试算,即
≥
1）确定公式内得各计算数值
=
=
T2=
T3＝
Ｔ4=
8级精度
z1=2０
z2＝90
（1）试选Ｋt＝1、６
（2）由表10—7选取齿宽系数φd＝1
（3）由表10—6查得材料得弹性影响系数ＺE＝1８9、8Mｐａ
（4）由图10—３０选取区域影响系数=2、433
（5）由图10－２６查得=0、755,=０、82,
则=+=１、575
（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮得接触疲劳强度极σHliｍ1＝6０0MＰa；大齿轮得解除疲劳强度极限σHｌim２＝５50MPａ;
（7）由式１0－13计算应力循环次数
（8）由［１］图10－19查得接触疲劳寿命系数，
取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10－1２）得
=０、9０×60０ＭPａ＝54０MＰa
＝0、9５×50０ＭＰa=５２2、5MＰa
则许用接触应力为：
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径
≥=3４、24mｍ
（2）计算圆周速度
v＝==2、56m/ｓ
（３）计算齿宽ｂ及模数m
（4）计算纵向重合度
（5）计算载荷系数K
由表10-２查得使用系数
根据,８级精度，由图10-8查得动载系数
③由表１0—4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称
布置时,
④查图1０－１3得:
由表１０－3得,
故载荷系数
（6）按实际载荷系数校正分度圆直径
由式10-１０a得：
（7）计算模数m
４、１、2按齿根弯曲强度设计
由式1０—17得：
弯曲强度设计公式
１）确定计算参数
（1）计算载荷系数:
（2）根据纵向重合度,从图10-2８查得：
（3）计算当量齿数:
（4）查取齿形系数：
由表10－5查得
（5）查取应力校正系数：
由表10—5查得
（6）由图10—20ｃ查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限,
大齿轮得弯曲强度极限
（7）由图10-1８取弯曲疲劳寿命系数，
（8）计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1、4,由式（１０－12）得
（９）计算大小齿轮得并加以比较：
（大齿轮得大）
2）计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算得模数，由于齿轮模数m得大小主要取决于弯曲强度所决定得承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定得承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数得乘积）有关,取标准值、但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得得分度圆直径来计算相应得齿数:
取
3）几何尺寸计算
（１）计算中心距
故圆整后取中心距为
（2）修正螺旋角
螺旋角改变不多，不需要修正相关得参数。
（3）计算齿轮得分度圆直径
（4）计算齿轮宽度
调整后取。
模数
分度圆直径
齿宽
齿数
小齿轮
1、5
37、０９
37
24
大齿轮
１、5
１6６、91
3１
1０8
4、2低速齿轮得计算
输入功率
小齿轮转速
齿数比
小齿轮转矩
类型
3、07ＫW
317、78r/miｎ
3、3
92、3N·ｍ
直齿
选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理;
选择小齿轮材料为40Ｃr（调质），硬度为280HＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为2４0HＢＳ,二者材料硬度差为4０HBＳ.
2）精度等级选用８级精度;
3）试选小齿轮齿数ｚ1＝24，大齿轮齿数z2=79得;
４、2、１按齿面接触强度设计
由设计公式（１0-9a）进行计算,即
1）确定各计算值
（１）试选载荷系数
（２）计算小齿轮传递得转矩,
（3）由表10－7选取齿宽系数
（4）由表1０—6查得材料得弹性影响系数
（5）由图1０—2１d按齿面硬度查得：
小齿轮得接触疲劳强度极限；
大齿轮得接触疲劳强度极限；
（6）由式10—１3计算应力循环次数
（７）由图10-19查得接触疲劳寿命系数
，
（８）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％,安全系数Ｓ=１,由（10－12）得
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径,代入中较小得值
＝63、6３mm
（2）计算圆周速度v
（3）计算齿宽ｂ
（4）计算齿宽与齿高比b/h
模数
齿高
（５）计算载荷系数
根据，8级精度，由图10—8查得动载系数
直齿轮
由表10—2查得使用系数
由表１0－4用插值法查得８级精度、小齿轮相对支承非对
称布置时
由,，查图1０—１3得
故载荷系数：
（6）按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径,由式（1０-１0a）
得
（7）计算模数ｍ
４、2、2按齿根弯曲强度设计
由式（1０-5）得弯曲强度得设计公式为：
1）确定各计算值
（1）由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极,
大齿轮得弯曲强度极限
（２）由图10-１8取弯曲疲劳寿命系数,
（3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S＝1、4,由式（10－12）得：
（4）计算载荷系数K
（5）查取齿形系数
由表10-5查得
（6）查取应力校正系数
由表10—５查得
（7）计算大小齿轮得并加以比较
大齿轮得大一些
2）设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算得模数，由于齿轮模数m得大小主要取决于弯曲强度所决定得承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定得承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数得乘积）有关,可取标准值，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得得分度圆直径算出小齿轮齿数:
,取
大齿轮齿数，取
这样设计出得齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑，避免浪费。
3）几何尺寸计算
（１）计算分度圆直径
（２）计算中心距
（3）计算齿轮宽度
所以取
模数
分度圆直径
压力角
齿宽
小齿轮
２
68
２0°
68
大齿轮
2
22４
20°
62
４画装配草图
4、1初估轴径
在画装配草图前需初估轴径，从而提高设计效率,减少重复设计得工作量，并尽可能得降低生产成本。
由〈<机械设计〉＞式1６、2，得各轴得最小直径分别为：
式中:
Ｃ为轴强度计算系数，40Cr与４5钢所对应得系数分别为102与1１2。
考虑到实际情况,可将这三轴得最小轴径定为２２ｍm，35ｍｍ与52ｍm。
4、2初选联轴器
联轴器除联接两轴并传递转矩外，有些还具有补偿两轴因制造与安装误差而造成得轴线偏移得功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能.电动机轴与减速器高速轴联接用得联轴器,由于轴得转速较高，为减小启动载荷，缓与冲击，应选用具有较小转动惯量与具有弹性得联轴器，该设计选用弹性柱销联轴器.减速器低速轴与工作机联接用得联轴器，由于轴得转速较低，不必要求具有较小得转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上，要求具有较大得轴线偏移补偿,因此选用鼓型齿式联轴器。
根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下:
电动机轴与减速器高速轴联接用得联轴器选用LＴ６联轴器 ；减速器低速轴与工作机联接用得联轴器选用ＧY7联轴器584３—2003。
４、3初选轴承
轴承就是支承轴颈得部件.由于该传动装置采用两对直齿轮传动，经比较选择，采用两对深沟球轴承。
从高速轴到低速轴,选用得轴承分别为６305，63０８，６31２。
４、４ 箱体尺寸计算
查手册中表11－１0、025，可计算出箱体各部分尺寸,具体如下：
名称
符号
具体数值
箱座壁厚
δ
１0ｍm
箱盖壁厚
δ1
10ｍm
箱盖凸缘厚度
b1
15ｍm
箱座凸缘厚度
ｂ
15mm
箱座底凸缘厚度
ｂ２
２５mｍ
地脚螺钉直径
df
2４ｍm
地脚螺钉数目
n
６
轴承旁联接螺钉直径
d1
18ｍm
盖与座联接螺钉直径
d２
12mm
联接螺栓d2得间距
l
15０mm
轴承端盖螺钉直径
d3
12mｍ
视孔盖螺钉直径
d4
10ｍm
定位销直径
ｄ
10mm
轴承旁凸台半径
R１
2４mm
dｆ、d1、d2至外箱壁距离
C1
34\2６＼18
df、d2至凸缘边缘距离
C２
28\１6
箱座肋厚
m
9mm
大齿轮齿顶圆与内箱壁距离
Δ1
1４mｍ
齿轮端面与内箱壁距离
Δ２
10mm
结合以上参数,可设计出传动装置得装配草图，其结构形式如下图所示:
5轴系结构设计计算
５、1轴得尺寸计算
5、1、１高速轴尺寸计算
根据结构及使用要求，把高速轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分六段,其中第５段为齿轮,如图所示：
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同，均为40Cr，热处理为调质处理,材料系数Ｃ为１１2。
所以，该轴得最小轴径为：
，
由主教材表１9、3查得载荷系数Ｋ＝1、5:
选用梅花形弹性联轴器，与轴相连得轴孔直径为16mm，轴孔长度为42ｍｍ，与电动机轴连接得轴孔直径为28mm,轴孔长度为６２ｍm.则:
为了满足半联轴器得轴向定位要求第二轴段左端要求制出一轴肩;固取２段得直径d2=20mm；左端用毡圈密封,按轴端直径取毡圈圈直径D=20mm。
第三段得长度,经过画图确定L２=６9、2mm，经过第二次放大，查取轴承７０05AC，所以d3=25m,Ｌ3=2８mm。
由于第四段轴应比小齿轮得
ｄ1=１6mｍ
L1=40mm;
d2=2０mm
L２=６9、２ｍm;
d3＝2５mm
L3＝2８mm；
d４＝28ｍｍ
L４=7３ｍm；
L５=42mm；
ｄ６=２5ｍm
Ｌ6=28mm;
齿根圆要低，所以取Ｌ,4＝73mm。
第五段就是齿轮轴段长度为4２mｍ,L5＝42mｍ.
第六段：
d6＝２5mm，L6＝２８mm。
5、1、2中间轴尺寸计算
中间轴得结构示意图
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为４０Ｃr,热处理为调质处理，材料系数C为１12。
所以,有该轴得最小轴径为：
.
为了保证减速器美观,中速轴选择得轴承为302０5从而ｄ1=25mm，L1＝3２、25mm,
第二段为齿轮轴段L2＝64mm；
第三段为了满足齿轮得轴向定位，所以d3=36mm,Ｌ3=１2mm；
第四段与大齿轮配合所以，其直径尽量取标准值ｄ4=３0mm,其长度为一级大齿轮宽度B２－２=36-2=３4mｍ，L4=34ｍm;
第五段要与轴承配合，所以d5=25ｍｍ，L5＝3７、2５ｍｍ。
5、1、3低速轴尺寸计算
低速轴得结构示意图
低速轴得材料为45,材料系数C为１00。
最小轴径为：
d１=２5mm
L1=32、２5mm；
Ｌ2=64mm；
d３=36mm
L3=１2mm；
d4=3０mｍ
Ｌ4=34ｍm；
ｄ5=２５ｍm
L5=３7、25mm；
d7=30mm
L7=58mm；
d6=35mm
由主教材表19、3查得载荷系数K=１、5：
第七段轴端要与联轴器相连，选取得联轴器为滚子链联轴器,所以d7＝3０mｍ，轴段得长度为联轴器长度减去2mm，L7=60—2＝５8mm；
第六段为了满足联轴器得轴向定位,此处采用毡圈密封,轴段得长度为L6=50mｍ,d6＝46、2；
第五段轴段，经过二次放大,且应该满足所选取得轴承得内径值.所用得轴承就是深沟球轴承型号为6008,所以ｄ5=40mm，L５=31ｍm；
第四段得直径经过放大一次d4=46mm，L4＝４6ｍm；
第三段轴段就是轴肩,需要对第二级大齿轮进行轴向定位,所以
其长度应该满足,所以Ｌ3＝8mｍ；
第二段与二级大齿轮有配合关系所以取标准直径ｄ２=45mm,此段得长度为L2=Ｂ４—2＝５8—２=56mm；
第一段轴也要与上述得轴承配合所以d1=4０ｍm,L１=３6ｍm.
5、２轴得受力分析及核算
５、2、1高速轴受力分析
计算齿轮1上得受力:
圆周力
径向力
轴向力
5、2、2中间轴受力分析及核算
a）中间轴得结构图
如下:
Ｌ6=４6、2mm；
d5=４０mm
L5=3１mm;
ｄ4=46mm
L4＝46ｍm；
d3=52ｍm
L3=8mm;
d２=45mm
L2＝5６mｍ;
d1=40mm
Ｌ1＝３6mｍ.
=７5５、06Ｎ
=284、２９N
=199、92N
（1）计算齿轮得啮合力
大斜齿轮得圆周力：
径向力:
轴向力:
小直齿轮得圆周力:
径向力:
（2）求垂直面支反力
得=117７、04N，=141２、5N
（３）求垂直面弯矩
（４）求水平面支反力
得=2２2、0８N，=161、33N
（５）求水平面得弯矩
（６）求合成弯矩
＝１4１2、５N
=22２、０8N，=16１、3３N
（７）求危险截面得当量弯矩
查表15-1，40Cｒ钢对称循环应力时轴得许用弯曲应力为
,又由于轴受得载荷为脉动得，所以。
（8）弯扭合成强度校核
按最坏得情况校核,取dmiｎ=25mm
所以该轴就是安全得、
５、2、3低速轴受力分析及核算
a）低速轴得结构图
（1）计算齿轮得啮合力
大直齿轮得圆周力：
径向力：
（２）求垂直面支反力
得＝６2８、48Ｎ，=1206N
（3）求垂直面弯矩
（４）求水平面得支反力
得=2２8、７５N，=４38、９5N
（5）求水平面得弯矩
（6）求合成弯矩
（7）求危险截面得当量弯矩
查表１５－1,45钢对称循环应力时轴得许用弯曲应力为
，又由于轴受得载荷为脉动得,所以.
=６2８、4８N,=1206N
=2２８、75N,=438、95N
（8）弯扭合成强度校核
按最坏得情况校核,取dmiｎ=30mｍ
所以该轴就是安全得、
５、３轴承寿命验算
５、3、1高速轴轴承
轴承为7005AＣ,查手册得C=11、2KN.
轴承工作时间为：
ｈ=2×8×8×365＝４６720ｈ。
两轴承为面对面正安装。
（1）求两轴承得径向载荷与
（2）求两轴承得轴向力与
对于7０00０AC型轴承,查表13－７，得轴承派生轴向力:
因为
所以轴承1被放松,轴承2被压紧，所以:
，
=Ｆｄ1－Fa1=2０5、4６N
（３）求当量动载荷P１与P２
查表1３—5,对轴承1：
Ｘ１=1，Y1=0
对轴承2：
X2=0、41,Y2=0、87
因工作载荷较稳定,轴承运转中无冲击或有轻微冲击，按表１3-６，
取载荷系数fp=１、1
（4）验证轴承寿命因为p1〉ｐ2，所以按轴承1得寿命进行核算：
所以高速轴轴承选择满足寿命要求.
5、3、2中间轴轴承
轴承为3０２05,查取手册得Ｃ=3２、2ＫN
轴承工作时间为：
h=2×8×8×365＝４67２0h。
两轴承为面对面正安装。
（1）求两轴承得径向载荷与
（2）求两轴承得轴向力与
对于30000型轴承，查表13—7，得轴承派生轴向力:
，
查手册表6—7得Y=1、6，e＝0、３7
，
因为
所以轴承3被放松,轴承４被压紧
所以
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