机械设计课程设计用于清洗传送设备上的二级圆柱齿轮减速器设计.doc

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1、齐齐哈尔大学普通高等教育 机械设计课程设计 题 号： 第17题 A 学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械044 学生姓名： 指导教师： 成 绩： 2006 年 12 月 8日齐齐哈尔大学机械设计制造及其自动化专业机械设计课程设计任务书学生姓名：骆礼彬 班级：机械044 学号：2004111259 一 设计题目：设计一用于清洗传送设备上的二级圆柱齿轮减速器 清洗传送设备简图 1电动机；2带传动；3减速器；4联轴器；5鼓轮；6传送带给定数据及要求已知条件：鼓轮直径300mm传送带运行速度0.63m.s-1传送带主动轴所需扭矩700N.m工作期限为八年。两班制工作 二 应完成的工作1. 减速器装

2、配图1张（A0图纸）；2. 零件工作图12张（从动轴、齿轮等）；3. 设计说明书1份。指导教师：王世刚发题日期 2006年10月08日 完成日期 2006年 月 日机械课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性10课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量20设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。设计图纸质量高，错误较少。设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误

3、。图纸质量一般，有较多错误独立工作及创造性20完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真，勤奋好学。工作态度一般。答辩情况20介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。评价总分总体评价注：1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。2、每项得分分值等级系数（等级系数：A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。目 录摘 要第1章 绪11.1 减速器发展前景11.2 市场需求分析2第2章 运动设计与动力计算 32.1 电动机的选择 3

4、2.1.1电动机类型的选择32.1.2选择电动机容量3 2.1.3确定电动机的转速42.2 确定总传动比 52.3分配各级传动比52.4计算传动装置的运动和动力参数52.4.1各轴的转速52.4.2各轴的输入功率52.4.3各轴的输入转矩6第3章减速器传动零件设计计算73.1带传动的设计73.1.1带传动的设计计算73.1.2 带轮的结构设计83.2 低速级斜齿圆柱齿轮传动103.2.1.选定齿轮类型材料及齿数103.2.2.齿面接触强度设计103.2.3.计算113.2.4 .按齿根弯曲强度设计123.2.5. 设计计算133.2.6. 几何尺寸计算14 3.3 高速级斜齿圆柱齿轮传动153

5、.3.1.选定齿轮类型材料及齿数153.3.2.齿面接触强度设计 153.3.3计算163.3.4. 按齿根弯曲强度设计173.3.5.设计计算183.3.6.几何尺寸计算19第4章轴的设计、计算及校核以及轴承、键联轴器的选择204.1输出轴（轴的设计计）算204.1.1作用在齿轮上的力204.1.2 初步确定轴的最小径204.1.3、轴的结构设计214.1.4、求轴上的载荷234.1.5、按弯扭合成应力校核轴的强度24 4.1.6、精确校核轴的疲劳强度244.2 输入轴结构设计284.2.1初步确定轴的最小径284.2.2 轴的结构设计284.3轴的结构设计304.3.1初步确定轴的最小径3

6、04.3.2 轴的结构设计31第5章键的校核325.1 键的校核32第6章 减速器的润滑336.1齿轮传动的润滑336.2.滚动轴承的润滑336.3.机体与机盖间的密封336.4.滚动轴承与机座间的密封33第7章 机座箱体结构尺寸及其附件347.1箱体的结构尺寸34结论36致谢37 参考文献38摘要减速器是一种动力传动机构，二级圆柱齿轮展开式减速器是以齿轮为传动装置的一种减速器，应用非常广泛。与其他减速器相比斜齿圆柱齿轮减速器的主要特点是：能承受较大载荷，工作平稳；噪声小；刚性高；输入转速可达3000r/min；输入轴和输出轴不在同一轴线上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。文中较详细

7、的设计了齿轮传动和轴的结构及校核，对各个零件做了具体的结构尺寸设计，并对受载荷较大的零件进行了精确的校核。包括齿轮、链轮和轴等零部件的校核。该机的设计大量运用标准件，大大缩短了设计工作量和降低了生产制造周期及成本。关键词：齿轮 二级 链 减速器 轴第一章 绪论11 减速器发展前景减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器（500kw以上），多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动

8、等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的内平动齿轮减速器不仅具有三环减速

9、器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。二、平动齿轮减速器工作原理简介,平动齿轮减速器是指一对齿轮传动中，一个齿轮在平动发生器的驱动下作平面平行运动，通过齿廓间的啮合，驱动另一个齿轮作定轴减速转动，实现减速传动的作用。平动发生器可采用平行四边形机构，或正弦机构或十字滑块机构。有实用价值的平动齿轮机构为内啮合齿轮机构，因此又可以分为内齿轮作平动运动和外齿轮作平动运动两种情况。外平动齿轮减速机构，其内齿轮作

10、平动运动，驱动外齿轮并作减速转动输出。该机构亦称三环（齿轮）减速器。由于内齿轮作平动，两曲柄中心设置在内齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题。内平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动内齿轮作减速转动输出。由于外齿轮作平动，两曲柄中心能设置在外齿轮的齿圈内部，大大减少了机构整体尺寸。由于内平动齿轮机构传动效率高、体积小、输入输出同轴线，故由广泛的应用前景。（3）机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。 1.2 市场需求分析1.市场需求前景，同平动齿轮减速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将会节省可

11、观的原料和能源。因此，减速器是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品。减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、军事等领域。特别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和应用价值。2.社会经济效益现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。而本新型减速器具有独特的优点。由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和动力）的节省。 可以预见，减速器在国内外市场中的潜力是很大

12、的，特别是我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益第二章 运动设计与动力计算2.1电动机的选择2.1.1电动机类型的选择 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般都采用三相交流电源，根据电源种类，工作条件，载荷大小和性质，起动性能和起动，制动，正反转的频繁程度等条件，选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。由于结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，因此广泛应用与不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上

13、，如运输机，金属切学机床，风机，搅拌机等。2.1.2选择电动机容量鼓轮半径300/2150mmF=700/0.15=4.7kN工作机的有效功率为=kW =kW=2.96kW 电动机所需功率 = 从电动机到工作机输送带间的总效率为=式中，分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动、带传动和鼓轮传动的效率，取，则=0.990.9940.9720.960.96=0.825 故电动机所需功率=3.59kW 因载荷平稳，电动机的额定功率只需略大于即可，查机械设计实践后面的资料中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率为4kW。2.1.3确定电动机的转速按机械设计实践表3.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器

14、传动比 =840；带传动的传动比推荐范围为=24;而工作机鼓轮轴的转速为=40总传动比的范围为=（840）（24）=16160所以电动机转速的可选范围为 =（16160）40=（6406400）符合这一范围的同步转速750，1000，1500和3000四种。综合考虑电动机和传动装置的总传动比、尺寸、重量及价格等因素，为使减速器达到一定的传动比，确定选用同步转速为1000的电机，型号为Y132M1-6，满载转数=960。2.2确定总传动比总传动比为 =242.3分配各级传动比 由=，为使带传动的外部尺寸不致过大，取传动比=2则 =12 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取=1.4 故 =2.

15、93 =1.42.93=4.12.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴的转速： 轴 =480 轴 =117.1 轴 =40 鼓轮轴 =402.4.2各轴的输入功率： 轴 =40.960.993.80kW轴 =3.800.990.97=3.65kW轴 =3.650.990.97=3.50kW鼓轮轴 =3.500.96=3.37kW2.4.3各轴的输入转矩：电动机轴的输出转矩=9.55106=9.55106=3.97917104N.mm=39.7917N.m故轴 =39.79170.960.992=75.6347 N.m 轴 =75.63470.990.974.1=297.7913 N.m

16、轴 =297.79130.990.972.93=837.8890N.m鼓轮轴 =837.88900.990.96=796.3297 N.m将以上算得的运动和动力参数列表如下轴 名功率 （kW）转 矩 （N.m）转速 （）传动比效率电动机439.791796020.95轴3.8075.63474804.10.96轴3.65297.7913117.12.930.96轴3.50837.88904010.95鼓轮轴3.37796.329740第三章 减速器传动零件设计计算31 带传动的设计PcaKAPmKA为工况系数由初始条件由表8-6可选KA=1.4Pm为电动机额定功率P4kW代入可知道PD5.6k

17、W由设计功率Pca 和nm可以择带型查图8-9可选SPZ型. 由表8-3和表8-7可以选定小带轮的基准直径，为了提高V轮的使用寿命可以选比较大的直径,取dd1=100mm. 由公式：dd2idd1代入数据可以知道dd2200mm查表8-7 选dd2200mm 由公式：v=dd1nm/601000VmaxV=其中Vmax=2530m/s代入数字我们可以知道V=5.024m/s , 满足要求.为了获得更好的传动能力使V=20 .但是由于我们的速度并不要这么高因此只要合适我们的用就行了。对于中心距的要求：0.7（dd1+dd2）a02(dd2+dd1);代入数据可以得到： 210mma0120所以主

18、动轮上的包角合适.注意：最小不能低于90度如果有的话要有加强轮.由nm=960r/min,ds1=100mm,i=2,查表8-5c和表8-5d得P0=1.44kW, P0=0.15kW. 由公式：z=Pca/(P0+P0)KKL其中式中的K为包角修正参数, 查表8-8可知K=0.95 KL为带长修正参数, 查表8-2可知KL=0.94代入数据可知：z=3.94 取z=4F0500（2.5K-1）Pca/zv+qv2 注q为V带单位长度质量由表8-4可知：q0.07kg/m代入数据可知：F0=229.1NFp=2F0zsin1/2代入可以知道：Fr=1805.2N四 带轮零件设计d1=(1.82

19、)d30 d 为轴的直径 先定为15 D0=0.5(D1+d1) d0=(0.20.3)(D1-d1)C=(1/71/4)BS=CL=(1.52)d 当B1.5d时L=Bh1=290 h1=16.78 h2=0.8h1 h2=13.42b1=0.4h1 b1=5.37b2=0.8b1 b2=4.3f1=0.2h1 f1=3.36f2=0.2h2 f2=2.64B=(z-1)e+2f 由表8-10 可知e=12-0.3=11.7 f=7 B=56da=dd+ha 由表8-10可知ha=2 da=673.2 低速级斜齿圆柱齿轮传动3.2.1选定齿轮类型材料及齿数1)运输机为一般工作机器，速度不高，

20、故选用8级精度（GB10095-88）2）材料选择。由机械设计表10-1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,两者材料硬度差为40HBS。 3）选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=2.9324=70.32 ，取=713.2.2齿面接触强度设计 由机械设计式（10-21）试算，即2.321）确定公式内的各计算数值（1）试选=1.3（4） 查表107选取=1（5） 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa1/2（6）小齿轮传递的转矩 =95.5105/=95.51053.65/117.1=2.98105（7） 由图10-21e查得

21、小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa（8）算应力循环次数由式10-13得=60=60117.11163008=2.698108=2.698108/2.93=9.21107（9） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 =0.95 ； =0.98(10) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数=1=0.95600MPa=570MPa=0.98550MPa=539MPa3.2.3计算（1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2.32=2.32mm=93mm（2） 计算圆周速度=0.57m/s(3) 计算齿宽及模数=193=93mm = =3.88mm =

22、2.25=2.253.88=8.73mm =10.65 (5)计算载荷系数K=1 根据=0.57m/s ,等级精度为8级,由图10-8查得动载荷系数=1.08,由表10-3查得=1.2；从表10-4中查得小齿轮相对支承非对称布置、8级精度 =1.15+0.18(1+0.6)+0.3110-3=1.15+0.18(1+0.612)12+0.3110-393=1.467由10.65，1.467查图10-13查得=1.35故载荷系数=1.01.081.21.467=1.901(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由10-10a式得:= =93=105.56（7)计算模数=4.4mm 3.2.

23、4 按齿根弯曲强度设计由式10-17得 (1)确定计算载荷1）计算载荷系数 =1.01.081.21.35=1.7502）查取齿型系数 由表10-5查得 =2.65；=2.243）查取应力校正系数 由表10-5查得 =1.58；=1.754）计算大，小齿轮的，并加以比较由图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa ；由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.9 ； =0.95，取安全疲劳安全系数=1.41） 计算弯曲疲劳许用应力 = =321.43MPa= =257.86MPa则=0.01303=0.01520 经比较可得小齿轮的数值大3.2.

24、5 设计计算 mm=3.1mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.1并就近圆整为标准值=3.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=105.56mm，算出小齿轮齿数：=30.16取=31，则=2.9331=90.83，取=91。3.2.6几何尺寸计算1）计算中心距 = = =213.5mm取圆整值a=2145）计算大、小齿轮的分度圆直径= =31x3.5=108.5= =91x3.5=378.53

25、）计算齿轮宽度=1108.5=108.5取圆整值=109 圆整后取=110 ， =115mm3.3 高速级斜齿圆柱齿轮传动3.3.1选定齿轮类型材料及齿数1)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）2）材料选择。由机械设计表10-1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。 3）选小齿轮齿数=24大齿轮齿数=4.124=98.4 ，取=993.3.2齿面接触强度设计 由机械设计式（10-21）试算，即2.321）确定公式内的各计算数值（1）试选=1.3（2） 由表107选取齿宽

26、系数=1（3） 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa1/2（4）小齿轮传递的转矩 =95.5105/=95.51053.8/480=7.56104（5） 由图10-21D查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。（6）算应力循环次数由式10-13得=60=604801163008=1.106109=1.106109/2.91=3.7759108由图1019查得接触疲劳寿命系数 =0.90 ； =0.95(7) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数=1=0.90600MPa=540MPa=0.90550MPa=522.5MPa3

27、.3.3计算（1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2.32=2.32mm=58.620mm(2)计算圆周速度=1.47m/s(3) 计算齿宽及模数=158.62=58.62mm = =2.443mm =2.25=2.252.443=5.5mm =10.66 (4)计算载荷系数K=1 根据=1.47m/s ,等级精度为8级,由图10-8查得动载荷系数=1.11,由表10-3查得=1.4；从表10-4中得 =1.15+0.18(1+0.6)+0.3110-3=1.15+0.18(1+0.612)12+0.3110-358.62=1.457考虑齿轮为8级精度，取=1.457由图10-13查得=1.

28、42故载荷系数=1.01.111.41.457=2.244(5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由10-10a式得:= =58.62=70.32（6)计算模数=3.02mm3.3.4 按齿根弯曲强度设计由式10-17得 (1)确定计算载荷1）计算载荷系数 =1.01.111.41.42=2.2072）查取齿型系数 由表10-5查得 =2.65；=2.183）查取应力校正系数 由表10-5查得 =1.58；=1.794）计算大，小齿轮的，并加以比较由图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa ；由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.8

29、5 ； =0.90，取安全疲劳安全系数=1.42） 计算弯曲疲劳许用应力 = =303.57MPa= =244.29MPa则=0.01379=0.01597 经比较可得小齿轮的数值大3.3.5设计计算 mm=2.111 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.111并就近圆整为标准值=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=70.32mm，算出小齿轮齿数：=28.128取=29，则=4.129=1

30、18.9，取=119。3.3.6几何尺寸计算1）计算中心距 = = =185mm将中心距圆取整为143mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径 =292.5=72.5mm=119 2.5=297.5mm3）计算齿轮宽度=172.5=72.5 圆整后取=75 ， =80mm第四章、 轴的设计、计算及校核以及轴承、键联轴器的选择4.1 输出轴（轴）的设计计算4.1.1作用在齿轮上的力因已知低速级齿轮的分度圆直径=387.5 则有=4427.4 N= =4427.7 =1611.6N圆周力，径向力的方向如图（九1）所示4.1.2 初步确定轴的最小径按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材为45钢根据表

31、15-3，取=120 ，于是得=53.3输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使轴的直径与联轴器孔径相适应，需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转距:=1.5837889=1256833.5N.mm按照计算转距 应小于联轴器公称转距的条件，查得手册,使用TL10型弹性套柱销联轴器，其公称转距为2000000N.mm。半联轴器的孔径=63mm，故取=63mm，半联轴器长度=142mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度=107mm。 4.1.3 轴的结构设计 1）、拟订轴上零件的装配方案此装配方案经过分析比较，选用如图所示（）的方案 2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴

32、器的轴向定位的要求，段右端需制出轴肩，故取=67mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡=70 mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短一些，现取=105mm。、初步选择滚动轴承 因为轴承径向力的作用，故选用深沟球滚子轴承，根据=67mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球滚子轴承6014型，其尺寸为=70mm110mm20mm,故=70mm而=20mm、取安装齿轮处的轴段段的直径=75mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为110mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该略短于轮毂宽度，故取=106mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07，取=6mm，则轴环处的直径=87mm,则轴环宽度1.4，取=10mm。取=77mm、轴承端盖的总宽度为38mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端的距离l=52mm。故取=90mm。、取齿轮的距离箱体内壁=16mm，轴的两齿轮之间的距离取c20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离 ，取=4mm,已知滚动轴承的宽度B=20mm，轴大齿轮轮毂长L75mm则 ： =+(110-106)=20+