机械设计课程设计二级减速器.docx

1、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/s（允许输送带速度误差为）；3、 滚筒直径:D =22；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380/20V;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、 减速器装配图张（A1）;2、 零件

2、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（4纸）。、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)、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3;2) 使用折旧期;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80/0V;5) 运输带速度容许误差：；6) 制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生

3、产。、原始数据题号参数1运输带工作拉力F/60运输带工作速度/（m/s)、1卷筒直径mm20注：运输带与卷筒之间卷筒轴承得摩擦影响已经在中考虑.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，级绝缘,工作环境温度不超过,相对湿度不超过95%,海拔高度不超过00,额定电压380V，频率5Hz。2、2电动机功率得计算 工作机所需功率Pw 设计方案得总效率 、99（两对联轴器得效率相等) =0、9,=0、98，=、9 =0、7（两对齿轮得效率取相等） 则:=0、886 电动机所需工作功率 2、3电动机转速得选择

4、 由v=1、1m/s 求卷筒转速nw V =1、1 nw=95、5/mi 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i,i2，由圆柱齿轮传动比范围为35。 所以 =（i1*2）nw=9,25 w n得范围就是(59、5,238、5）r/min，初选为同步转速为143r/in得电动机、4电动机型号得确定 电动机型号为10L-，其额定功率为、k，满载转速14r/in。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g00L1-42、1302、2、334w=、86 KW0、886=3、23 KW9、50nnm=143 r/n3 计算

5、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:=m/w nw95、0r/minm=1430r/mi=14、973、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-、5）。估测选取i1=4、5 i2=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 n=m143r/min 高速轴1 1=m=40 /i 中间轴2 n2=317、8 r/min 低速轴3 n3 =9、30 r/min 卷筒轴 n4=96、0r/min。计算各轴功

6、率高速轴1 P=d*3、23*0、=3、0w 中间轴2 P2=P1齿*n轴承3、2*0、7*0、93、07w 低速轴3 P3=2*=3、70、90、98=2、9Kw 卷筒轴 =P*=2、991、90、99=2、8 K计算各轴转矩电动机输出转矩i14、7i=、i2=3、3各轴转速n0=1430r/min1=430r/minn2=7、78 r/in36、3 rmin4=、 rn各轴功率P1= 3、20KP=3、07Kw P3=2、2Kw P4=2、8K高速轴 中间轴2 低速轴II 卷筒轴 项 目电动机轴高速轴I中间轴I低速轴II卷筒转速（mi）1430143317、789、3096、30功率（k）

7、3、23、0、7、922、86转矩(N)21、621、92、320、0 284、0传动比14、53、14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、20Kw1430r/min4、521、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40r（调质)，硬度为280HS,大齿轮材料为5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=0,大齿轮齿数z2=0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(102）试算,即 1）确定公

8、式内得各计算数值=T2=T34=8级精度z1=2 z290（1） 试选t1、（2） 由表107选取齿宽系数d1（3） 由表106查得材料得弹性影响系数E19、8M（4） 由图10选取区域影响系数=2、433（5） 由图10查得=0、755,=、82, 则=+=、575（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮得接触疲劳强度极Hli160Ma；大齿轮得解除疲劳强度极限Him50MP;（7） 由式013计算应力循环次数 （8)由图1019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(101)得 =、960P54Ma 0、950a=2、5Ma 则许用接触应力为： 2)计算（1)试算

9、小齿轮分度圆直径 =3、24m(2)计算圆周速度 v=2、56m/（）计算齿宽及模数m (4)计算纵向重合度 （5)计算载荷系数K 由表10-查得使用系数 根据,级精度，由图10-8查得动载系数 由表04用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称 布置时, 查图13得: 由表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-a得： （7）计算模数m 、2 按齿根弯曲强度设计 由式117得：弯曲强度设计公式 ）确定计算参数 (1）计算载荷系数: (2）根据纵向重合度,从图10-2查得： （3)计算当量齿数: (4)查取齿形系数： 由表105查得 （5）查取应力校正系数： 由表10

10、5查得（6）由图1020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10-1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(12）得 ()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 (）计算中心距 故圆整后取中心距为 （2

11、）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、537、3724大齿轮、56、913184、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、07W317、78r/mi3、392、3N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40r（调质)，硬度为280H，大齿轮材料为钢(调质)，硬度为20H,二者材料硬度差为4HB. 2）精度等级选用级精度; 3)试选小齿轮齿数124，大齿轮齿数z2=79得;、2、按齿面接触强度设计 由设计公式（0-9a）进行计算,即 1）确定各计

12、算值 (）试选载荷系数 （）计算小齿轮传递得转矩, (3）由表107选取齿宽系数 (4)由表16查得材料得弹性影响系数 （5）由图12d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103计算应力循环次数 (）由图10-19查得接触疲劳寿命系数 ， (）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1,安全系数=,由(1012）得 2）计算 （1)试算小齿轮分度圆直径,代入中较小得值 63、6mm (2）计算圆周速度v （3）计算齿宽 (4）计算齿宽与齿高比b/h 模数 齿高 （）计算载荷系数 根据，8级精度，由图108查得动载系数 直齿轮 由表102查得使用系数 由表

13、04用插值法查得级精度、小齿轮相对支承非对 称布置时 由,，查图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（1-0a) 得 （7)计算模数 、2、2 按齿根弯曲强度设计 由式（1-5)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 （）由图10-8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S1、4,由式(1012)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

14、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,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 ()计算分度圆直径 ()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68068大齿轮2222062 画装配草图4、1 初估轴径在画装配草图

15、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1、2，得各轴得最小直径分别为：式中: 为轴强度计算系数，40Cr与5钢所对应得系数分别为102与12。考虑到实际情况,可将这三轴得最小轴径定为m， 35与52m。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，

16、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L联轴器 ；减速器低速轴与工作机联接用得联轴器选用Y7联轴器 5842003。、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305，63，31。、箱体尺寸计算查手册中表110、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0m箱盖壁厚110m箱盖凸缘厚度b115m箱座凸

17、缘厚度15mm箱座底凸缘厚度m地脚螺钉直径df2m地脚螺钉数目n轴承旁联接螺钉直径d118m盖与座联接螺钉直径d12mm联接螺栓d2得间距l15mm轴承端盖螺钉直径d312m视孔盖螺钉直径d410m定位销直径10mm轴承旁凸台半径R2mmd、d1、d2至外箱壁距离C134218df、d2至凸缘边缘距离C286箱座肋厚m9mm大齿轮齿顶圆与内箱壁距离11m齿轮端面与内箱壁距离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、1轴得尺寸计算5、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,其中第段为齿轮,如图所示：由于

18、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, 材料系数为2。所以，该轴得最小轴径为： ， 由主教材表9、3查得载荷系数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42，与电动机轴连接得轴孔直径为28mm,轴孔长度为m.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L=9、2mm ，经过第二次放大，查取轴承 05AC，所以d3=25m,3=2mm。由于第四段轴应比小齿轮得1=6mL1=40mm;

19、d2=2mm L=9、m;d32mmL32mm；d28L=7m； L=42mm；=5m6=28mm;齿根圆要低，所以取,473mm 。 第五段就是齿轮轴段长度为4m,L542m.第六段：d65mm，L6mm。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r,热处理为调质处理， 材料系数C为12。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3025从而1=25mm，L13、25mm, 第二段为齿轮轴段L264mm；第三段为了满足齿轮得轴向定位，所以d3=36mm,3=2mm；第四段与大齿轮配合所以，其直径

20、尽量取标准值4=0mm,其长度为一级大齿轮宽度B=36-2=4m，L4=34m;第五段要与轴承配合，所以d5=25，L53、2。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00。最小轴径为： d=5mmL1=32、5mm；2=64mm；d=36mmL3=2mm；d4=3m4=34m；5=mL5=7、25mm；d7=30mmL7=58mm；d6=35mm 由主教材表19、3查得载荷系数K=、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d73m，轴段得长度为联轴器长度减去2mm，L7=6028mm； 第六段为了满足联轴器得轴向定位,此处采用毡圈

21、密封,轴段得长度为L6=50m,d646、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5=40mm，L=31m； 第四段得直径经过放大一次d4=46mm，L46m； 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38m； 第二段与二级大齿轮有配合关系所以取标准直径=45mm,此段得长度为L2=28=56mm；第一段轴也要与上述得轴承配合所以d1=4m,L=6m.5、轴得受力分析及核算、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:

22、6=6、2mm；d5=mmL5=3mm;4=46mmL446m；d3=52mL3=8mm;d=45mmL25m;d1=40mm16m.=5、06=284、N=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=117、04N，=141、5N(）求垂直面弯矩 (）求水平面支反力 得=22、0N，=161、33N（)求水平面得弯矩 （)求合成弯矩 42、N=22、8N，=16、3N()求危险截面得当量弯矩 查表15-1，40C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

23、核 按最坏得情况校核,取dmi=25mm 所以该轴就是安全得、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：（）求垂直面支反力 得2、48，=1206N（3)求垂直面弯矩 (）求水平面得支反力 得=28、N，=38、5N（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. =2、4N,=1206N=2、75N,=438、95N（8）弯扭合成强度校核 按最坏得情况校核,取dmi=30m 所以该轴就是安全得、轴承寿命验算、3、1高速轴轴承轴承为7005A

24、,查手册得C=11、2KN.轴承工作时间为：=288365720。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700AC型轴承,查表13，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: ， =1Fa1=25、4N（）求当量动载荷P与P 查表15,对轴承1：=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3-，取载荷系数fp=、1 （4）验证轴承寿命 因为p12，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305,查取手册得=3、2N 轴承工作时间为：h=288365670h。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137，得轴承派生轴向力:，查手册表67得Y=1、6，e0、7 ，因为所以轴承3被放松,轴承被压紧所以