机设计分流式二级直齿圆柱齿轮减速器.doc

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1、 机械设计课程设计计算说明题 目 设计运输机传动装置（分流式二级圆柱齿轮减速器） 指导教师 叶晓平 卓耀彬 院 系 机电建工学院 班 级 机自082 学 号 08105010225 姓 名 马建良 完成时间 目录一设计任务书二、传动方案拟定. 三、电动机的选择. 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择.十一、润滑与密封.十二、参考文献十三、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为5。输送机

2、效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年(每年工作300天），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2） 2原始数据运输带曳引力F（KN）：5.5运输带速度V（m

3、/s）：1.2滚筒直径D (mm)： 400二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=12000hF=5500NV=1.2m/sD=400mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率： =FV/1000=55001.2/1000=6.6 kw 滚筒的转

4、速=601000V/D=57.32r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率，=0.99，=0.96，=0.98 =0.96 0.816 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =6.6/0.816=8.09kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=11 kw 3、 选择电动机的转速 =57.32 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=860 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选范围为=8=857.32=458.56r/min =60=6057.32=

5、3439.2r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)质量/kg同步转速满载转速1Y160M1-211300029302.02.21172Y160M-411150014602.22.21233Y160L-61110009702.02.01474Y180L811750730 1.72.0184 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重

6、量，价格以及总传动比，即选定方案3 四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=730 r / min；总传动比i=nm /=730/57.32=12.74 4.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比= =4.15，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=12.74/4.15=3.07 =6.6kw=57.32r/min=0.816=8.09kw=11 kw=458.56r/min=3439.2r/min电动机型号为Y180L8i=12.74= 4.15 =3.07五计算传动装置的

7、运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 = 730 r/min 730/4.15 r/min=175.90 r/min 175.90/ 3.07 r/min = 57.30 r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =11 kw =110.99 kw=10.89kw =10.890.960.98 kw =10.245kw =10.2450.960.98 kw =9.639kw =9.6390.980.99 kw =9.352 kw2. 各轴转矩 =955011/730 =143.9 =9

8、55010.89/730 =142.47 =955010.245/175.90 =556.22 =95509.639/ 57.30 =1607.9=95509.352/57.30 =1560.02表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速（r/min）730730175.957.3057.30功率（kw）1110.8910.2459.6399.352转矩()143.9142.47556.221607.91560.02传动比14.153.071效率0.990.940.940.97六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a

9、. 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=25，则大齿轮齿数=4.1525=104=4.15 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数：=1.22）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=71.24 c. 查图表（P217图1

10、0-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.768 ，=0.87 =0.768+0.87=1.638 e. 许用接触应力=600MPa，=530MPa 则=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60730112000=5.256 =5.256/4.15=1.267 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 mm =45.75 mm b. 计算圆周速度 =3.1445.75730/（601000）m/s =1.75m/s c. 计算齿宽b及模数 b=1

11、.245.75mm=54.9mm =cos/= 1.78mm h =2.25=2.251.78mm=4.0mm b/h=54.9/4.0=13.72 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.3181.225tan=2.13 e. 计算载荷系数K 使用系数=1。25，根据=1.75m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.09 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由公式 得 = 1.390 查图表（P198图10-13）得=1.351 由式 得载荷系数=1.251.091.41.390=2.65 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得=54

12、.13mm g. 计算模数 =cos/=54.13cos/25 mm =2.1 mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.251.091.41.351=2.58b. 根据纵向重合度=2.13查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.87c. 计算当量齿数27.37 131.36 d. 查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.563 ，=2.187e. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.604 ，=1.786f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限

13、=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，由式 得=0.85500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88380/1.4 MPa=238.86 MPag. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.5631.604/303.57=0.01354 =2.1871.786/238.86=0.01635大齿轮的数值大2） 设计计算 mm =1.34 mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=54.13 mm计算应有的齿数=54.13cos/2=26.26取=28 ，则=4.1528=118 （4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 150.47mm 将中心距圆整为

14、150mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =282/cos =57.74mm =1182/ cos =243.32mm4） 计算齿轮宽度 =1.257.74mm=69.288mm圆整后取=70mm ，=75mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为

15、240HBS d. 初选小齿轮齿数=25 ，=253.07=77 e. 选取齿宽系数=1.2（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=556.22 =4.8416c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa ，=530MPae. 由式确定应力循环次数=60175.90112000=1.27=1.27/3.07=4.14f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.98 ，=1.02g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S

16、=1，由式得=0.98550MPa=539MPa =1.02530MPa=541MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=541MPa得 =102.27mm b. 计算圆周速度 =3.14175.90102.27/60000m/s=0.94m/s c. 计算齿宽 =1.2102.27 mm=122.72 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=102.27/25=4.09 齿高=2.25=2.254.09 mm=9.2 mm 则/=122.72/9.2=13.34 e. 计算载荷系数 根据=0.94 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.06 ，直

17、齿轮=1 ，由=1.2和=100 mm ，根据式得=1.313 由/=11.11和=1.313查图表（P图10-13）得=1.352 故根据式得=1.392 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=108.44 mm g. 计算模数 =108.44/25mm=4.33 mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.83，=0.86c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式

18、得 =0.83500/1.4MPa=296.4MPa =0.86380/1.4MPa=233.4MPad. 计算载荷系数。由式得=1.251.0611.352=1.791e. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.62 =2.24f. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.76g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.621.59/296.4 =0.01405 =2.241.76/233.4=0.01682 大齿轮的数值大2） 设计计算 mm=3.15mm由以上计算结果，取模数=4mm。按分度圆直径=108.44mm计算应有的齿数得=108.44/4=24.1取

19、=25 ，则=3.0725=77（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=4（25+77）/2 mm=204mm2） 计算分度圆直径 425mm=100mm 477 mm=308mm3） 计算齿轮宽度 =1.2100 mm=120mm 取=120mm ，=125 mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七、 高速轴的设计已知=10.89 kw ，=730r/min ，=143.9 =71.241. 求作用在齿轮上的力 =271.24cos /54.13N=2553.02N N=958.04 N =2553.0214.0876N=640.69N 圆周力 ，径向力及

20、轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查图表（表15-3），取=110，得 110mm=27.08mm该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则，圆整后取d2=29mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3142.47 =185.211 根据=185.211及电动机轴径D=48mm，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=40 mm2 轴的结构设计拟

21、定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案=730 r/min175.90 r/min= 57.30r/min=11kw=10.89 kw=10.245kw=9.639 kw=9.352 kw=143.9 142.47=556.22=1607.9=1560.027级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=2= 104=1.2=1.6=71.24=2.433 =189.8=0.768 =0.871.638=600MPa=530MPa=565 MPa 1.267=b=54.9 mm= 1.78 mmh=4.0mmb/h=1

22、3.72=2.13 =1.25=1.09=1.4 =1.351=2.65 =2.1mm=2.58=0.87=2.563=2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500 Mpa =500 MPa=303.57 Mpa=238.86 MPa=0.01354=0.01635=228118150mm57.74 mm243.32mm69.288mm=70mm=75mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.2=1.3=5.5622=189.8=550Mpa=530MPa1.27=0.98=1.02=53

23、9Mpa =541MPa122.27mm.09=1.06=1.313=1.352=1.392 108.44 mm4.33mm=500Mpa=380Mpa=0.83=0.86 =1.4296.4MPa233.4Mpa=1.791=2.62 =2.24 =1.59 ，=1.76=0.01405 =0.01682 100mm308mm=120 mm=125mm2553.02N958.04 N640.69 N27.08mm=40 mm （1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=40mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=44mm ，轴端用轴端挡圈固定，

24、查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=47mm，=80mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6010，其尺寸为dDB=50mm90mm20mm ，故=50mm3） 取=44mm，=80mm 4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为40.2mm，到联轴器的距离为15.8mm，则=56mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12

25、mm则=15+12+12-5=34mm=34 mm=110mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=35 =mm，=80mm 查图表（P表6-1）选用键=10mm8mm70mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计 已知=10.46 kw，=569.26 ，=175.48r/min 1求作用在齿轮上的力 =2523.2 N ，=964.5N，=629.13 N =2569.26/0.113N=10075.4

26、N=3667.1 N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=110 ，于是得110mm=26.31mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=30mm 取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=32mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=34mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=40mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10mm 因为=95 mm ，=70mm

27、取=92 mm ，则=70+10+3-3mm=80mm =70-2mm=68mm 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N系列轴承N206，其尺寸为dDB=30mm62mm16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M271.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，则 =14.5+11+16+

28、3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接按=34mm ，=92 mm =32mm ，=70mm =32mm ，=68mm 查图表（P表6-1）取各键的尺寸为 III-IV段：bhL=10mm8mm80mm II-III段及V-VI段：bhL=10mm8mm56mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0，各轴肩处的圆角半径为R1三）低速轴（轴IV）的设计（三）低速轴（轴IV）的设计 已知=9.75kw ，=1686.6 ，=55

29、.18r/min 1求作用在轴上的力 =10075.4N =3667.1N 2初步确定轴的最小直径 按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=115，于是得 115mm=64.2mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则=1.51686.6=2529.9根据=2529.9，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=65mm，其轴孔长度L=107mm，则轴的最小直径=65mm3轴的结

30、构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=65mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=70mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=75mm，=130mm 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6313，其尺寸为dDB=65mm140mm33mm 故=70mm 3）轴承采用套筒定位，取=78mm，=36mm 4）根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=62mm，齿轮采用轴肩定位，根据

31、h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm ，轴环宽度b1.4h=1.45mm=7mm，取10mm5）查图表（指导书表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则=+c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=81mm=+c+2.5-16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=10mm，B=20m

32、m，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm则=60mm7）3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查图表（P表6-1）得 IV-IV段：bhL=18mm11mm80mm VIII-IX段：bhL=12mm8mm100mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm4求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15

33、-23知，深沟球轴承6210，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 表4 危险截面所受弯矩和扭矩 载荷水平面H垂直面V支反力F=633.84N =1741.465N弯矩=102682=282117.33总弯矩M=300222.89扭矩TT=407502.81 5. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=299.62 N，=0，=3 ，转速n=960r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=9420N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=