机械设计课程设计设计带式输送传动装置中的二级圆柱齿轮减速器

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1、1 / 21文档可自由编辑打印设计任务设计任务设计题目：设计题目：设计带式输送传动装置中的二级圆柱齿轮减速器原始数据：原始数据：输送带拉力 F（N）2600输送带速度 V（m/s）1.2滚筒直径 D（mm）300设计任务：设计任务：设计说明书一份，零件图两张，装配图一张。工作条件工作条件：单向运转，有轻微冲击，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限 5 年，输送带速度允许误差为5%。运动简图：运动简图：前前言言分析和拟定传动方案：分析和拟定传动方案：机器通常由原动机、 传动装置和工作装置三部分组成。 传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

2、传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求， 同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现， 这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较， 从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案， 除了应综合考虑工作装置的载荷、 运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低

3、传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式2 / 21文档可自由编辑打印输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。第一章第一章选择电动机与传动比的分配选择电动机与传动比的分配第一节 选择电动机电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（1）选择电动机的类型：按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的

4、全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。（2）选择电动机的容量：工作所需的功率：dp=wp/wp= F*V/（1000w）所以：dp= F*V/（1000*w）由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：=21.2.43.24式中1、2、3、4、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。取1= 0.97、2= 0.96、3=0.98、4= 0.99 则：= 0.9720.960.9840.992= 0.817所以：dp=kwkwVFW98. 396. 0817. 010002 . 126001000根据dp选取电动机的额定功率wp使 Pm= (1 1.3)dp由查表得电动机的额定功率wp=4 kw（3）

5、确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为：wn=60 100060 1000 1.276.4 /minD3.14300Vr按推荐的合理传动比范围，取带传动的传动比1i= 35，齿轮传动比2i= 24则合理总传动比的范围为: i = 620故电动机的转速范围为：dn= iwn = (620)76.4 r/min = 458.4 1528 r/min配合计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见下表：3 / 21文档可自由编辑打印方 案电动机型号额定功率电动机转速r/minkw同步转速满载转速1Y132M1-6410009602Y112M-4415001440综合考虑电动机和传动

6、装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案 1比较适合。因此选定电动机型号为 Y132M1-6,所选电动机的额定功率 P = 4kw，满载转速 n=960r/min 。第二节计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1）计算总传动比：i =mn/wn=960/76.4= 12.57（2）分配各级传动比：1i=3.94，2i=3.14（3）计算各轴转速：1n=mn=9602n=1n/1i= 960/3.94= 243.65r/min3n=2n/2i=243.65/3.14=77.6 r/min(4 )各轴的功率和转矩：

7、电动机轴输出功率和转矩rp3.98kwdT9550mdnpNm955096098. 339.59 Nm轴 1 的输入功率和转矩：1p=rp4= 3.980.99=3.94kw1T955011npNm955096094. 339.19 Nm轴 2 的输入功率和转矩：2p=1p13= 3.940.970.98=3.75kw2T955022npNm95503.75243.65146.98 Nm轴 3 的输入功率和转矩：4 / 21文档可自由编辑打印3p=2p12=3.750.970.98=3.56kw3T955033npNm95503.5677.6438.12 Nm卷筒轴的输入功率和转矩：kp=3p

8、234=3.560.980.990.96=3.32kwkT95503npkNm95503.3277.6408.58 Nm第三节 各轴的转速，功率及转矩，列成表格参数轴名电动机轴1 轴2 轴3 轴卷筒轴转 速960960243.6577.677.6功 率3.983.943.753.563.32转 矩39.5939.19146.98438.12408.58第二章第二章联轴器的设计联轴器的设计轴的初步计算：轴的初步计算：轴选用 45 钢，由轴的设计公式得：133113.9811017.67960 /minpKWdCmmnr；233223.7511027.36243.65 /minpKWdCmmnr；

9、433343.3211038.4777.6 /minpKWdCmmnr。由于在轴 1 和轴 3 的最输入和输出端开键槽，连接联轴器，故该端要加大 3%5%，故轴 1 的最小直径为 18.2mm，最大为 18.55mm，取 20mm，轴 3 的最小直径为 38.62mm，最大直径为 39.39mm，取直径为 40mm。联轴器联轴器 1 1：因为滚筒的载荷变化很大,选具有良好的补偿两轴综合位移的能力,外形尺寸小的凸缘式联轴器。1.联轴器的计算转矩eTKT。由工作要求，查表后取 K=1.5。则计算转矩641.5 9.55 1059.7960 /mineKWTKTN mr2.由联轴器的计算与轴的计算选

10、用 YL5119 305843861842JGBJ B的联轴器。 采用其许用最大5 / 21文档可自由编辑打印扭矩为 63Nm，许用最高转速为 9000 r/min。联轴器联轴器 2 2：因为滚筒的载荷变化很大,选用缓冲性能较好,同时具有可移性的弹性套柱销联轴器。1.联轴器的计算转矩eTKT。由工作要求，查表后取 K=1.5。则计算转矩63.561.5 9.55 10657.277.6 /mineKWTKTN mr2.由联轴器的计算与轴的计算选用 YL8135 825843 8638 60JGBJ B的联轴器，其许用最大扭矩 710Nm，许用最高转速n= 2400 r/min。第三章第三章齿轮

11、的设计齿轮的设计（一）（一）高速级齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动的设计计算1.选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由机械设计书表 6-5、 表 6-6， 选择小齿轮材料 40Gr 钢， 调质处理， 硬度为 241286HBS，B=686Mpa，s=490 Mpa； 大齿轮材料 ZG35CrMo 铸钢， 调质处理， 硬度为 190240 HBS，B=686Mpa，s=539Mpa；精度为 8 级取1i=3.94取1z=18 则2z=1i1z=70.92 ，取2z71。u2z/1z71/183.9442.按齿面接触疲劳强度设计：计算公式按式 6-81d= 213141.6()EHdHZ Z Z

12、KTuu1T=39190N.mm，由表 6-10，软齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数d=0.6。由表 6-7得使用系数Ak=1.25。由图 6-6a 试取动载系数VK=1.08。由图 6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取K=1.08。由表 6-8，按齿面未硬化，直齿轮，8 级精度，AkTF/b100N/mmk=1.1。所以 K=AkVkkk=1.251.081.081.1=1.6。初步确定节点区域系数HZ=2.5，重合系数Z=0.9，由表 6-9 确定弹性系数EZ=1。由式 6-14 齿面接触许用应力 H=HWNHSZZlim由图 6-22 查取齿轮材料接触疲劳极限应力1limH= 800

13、Mpa，2limH=560Mpa。小齿轮的应力循环次数1N=602nht=6096052508=5.76810；大齿轮的应力循环次数6 / 21文档可自由编辑打印2N=601nht=60243.6552508=1.4619810；由表 6-11 求得接触疲劳强度计算的寿命系数Nz：1Nz=1.04，2Nz=1.12，由图 6-23 查取工作硬化系数wZ=1。由表 6-12 查取安全系数Hs=1。1H=8001.041/1=832Mpa2H=5601.121/1=627.2Mpa将数据带入公式1d= 213141.6()EHdHZ Z ZKTuumm 得：td149.5mmb=d1td=0.64

14、9.5mm=29.71mm取小齿轮宽度1b=35mm，大齿轮宽度2b=30mm；m=td1/1Z=49.5/18=2.75mm，取 m=2.5mm，强度有些不足，为了提高强度采用正变位齿轮提高齿轮强度以满足强度要求。变位前中心距 a=m（1Z+2Z）/2=2.5（18+71）/2=111.25mm为了提高强度采用正变位，取变位后中心距为整数，a120变位后的啮合角a由表 6-2，cosa=cosaaa=111.25cos201200.9203所以a=23.023确定变位系数12122()xxtgzzinva-inv=0.0090153（1X+2X）=（1Z+2Z） 0.0090153/（2tg

15、20）得1X+2X=1.102齿轮节圆直径1d= cos1d/ cosa=45.95mm2d= cos*2d/ cosa=181.23mm按计算结果校核前面的假设是否正确：齿轮节圆度 v=1d1n/60000=3.1445.95960/60000=2.31m/sv1z/100=2.3118/100=0.42m/s，由图 6-6 得VK=1.057 / 21文档可自由编辑打印112tTFd=239190/45.95=1706NAktF/b=1.251706/3071100 原假设合理,k=1.1。（1X+2X）/（1Z+2Z）=0.0124， 由图 6-14 得节点区域系数HZ=2.19。图 6

16、-12，图 6-13 的11az0.035，22az0.013，带入1z=18，2z71，得0.63，2a0.923，a1a+2a0.63+0.9231.553，z0.9由式 6-4K=AkVkkk=1.251.051.081.1=1.56由式 6-7：12121268.41.56 391903.944+1268.4 1 2.19 0.930 45.953.944HEHKT UZ Z Zbdu =581.892H627.2Mpa齿轮疲劳接触强度安全2.按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式 6-11F=112 NSaFkTY Y Ybd m由图 6-18 得，小齿轮齿形系数1FaY=2.18，大齿

17、轮齿形系数2FaY=2.1，小齿轮应力修正系数1SaY=1.8， 大齿轮应力修正系数2SaY=1.89。 由图6-20得重合度系数Y=0.75。按式 6-14 得弯曲疲劳许用应力FF=limFNSSTFY Y YS按 图 6-24i ， g 查 取 齿 轮 材 料 弯 曲 疲 劳 极 限 应 力1limF=300Mpa ，2limF=240Mpa。由表 6-13 计算弯曲强度计算的寿命系数NY8 / 21文档可自由编辑打印1NY=0.9，2NY=1.08由图 6-25 查取尺寸系数，xY=1，由式 6-14 取STY=2弯曲疲劳强度安全系数由表 6-12 得Fs=1.25lim1113000.

18、9 1 2 4321.25FFNXFY YMpaMpaS 同理的2 F=414.72Mpa比较111 FaFaFY Y，和222 FaFaFY Y的大小的到111 FaFaFY Y222 FaFaFY Y,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度2 F=12212FaFaKTY Y Ybd m=97.69Mpa2 F=414.72 Mpa,弯曲疲劳强度足够。（二）低速级齿轮传动的设计计算（二）低速级齿轮传动的设计计算1.选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数由机械设计书表 6-5、 表 6-6， 选择小齿轮材料 40Gr 钢， 调质处理， 硬度为 241286HBS，B=686Mpa，s=490 M

19、pa； 大齿轮材料 ZG35CrMo 铸钢， 调质处理， 硬度为 190240 HBS，B=686Mpa，s=539Mpa；精度为 8 级2i=3.14取1z=21 则2z=2i1z=70.92 ，取2z65.94。2.齿面接触疲劳强度设计计算公式按式 6-81d= 213141.6()EHdHZ Z ZKTuu1T=146980N.mm，由表 6-10，软齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数d=0.6。由表 6-7得使用系数Ak=1.25。由图 6-6a 试取动载系数VK=1.08。由图 6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取K=1.08。由表 6-8，按齿面未硬化，直齿轮，8 级精度，AkT

20、F/b100N/mmk=1.1。所以 K=AkVkkk=1.251.081.081.1=1.6。初步确定节点区域系数HZ=2.5，重合系数Z=0.9，由表 6-9 确定弹性系数EZ=1。由式 6-14 齿面接触许用应力 H=HWNHSZZlim9 / 21文档可自由编辑打印由图 6-22 查取齿轮材料接触疲劳极限应力1limH= 800Mpa，2limH=560Mpa。小齿轮的应力循环次数1N=602nht=60243.6552508=1.4619810；大齿轮的应力循环次数2N=601nht=6077.652508=4.656710； 由表 6-11 求得接触疲劳强度计算的寿命系数Nz：1N

21、z=1.15，2Nz=1.19，由图 6-23 查取工作硬化系数wZ=1。由表 6-12 查取安全系数Hs=1。1H=8001.151/1=920Mpa2H=5601.191/1=666.4Mpa将数据带入公式1d= 213141.6()EHdHZ Z ZKTuumm 得：td175.13mmb=d1td=0.675.13mm=45.08mm取小齿轮宽度1b=50mm，大齿轮宽度2b=45mmm=td1/1Z=75.13/21=3.58mm，取 m=3.5mm，强度有些不足，为了提高强度采用正变位齿轮提高齿轮强度以满足强度要求。变位前中心距 a=m（1Z+2Z）/2=3.5（21+66）/2=

22、152.25mm为了提高强度采用正变位，取变位后中心距为整数，a160变位后的啮合角a由表 6-2，cosa=cosaaa=152.25cos201600.9203所以a=22.81确定变位系数12122()xxtgzzinva-inv=0.0089642（1X+2X）=（1Z+2Z） 0.0090153/（2tg20）得1X+2X=1.259齿轮节圆直径1d= cos1d/ cosa=77.24mm2d= cos*2d/ cosa=242.76mm10 / 21文档可自由编辑打印按计算结果校核前面的假设是否正确：齿轮节圆度 v=1d1n/60000=3.1475.13243.65/60000

23、=0.96m/sv1z/100=0.9621/100=0.20m/s，由图 6-6 得VK=1.01112tTFd=2146980/75.13=391.3NAktF/b=1.25391.3/4511100 原假设合理,k=1.1。（1X+2X）/（1Z+2Z）=0.0144， 由图 6-14 得节点区域系数HZ=2.19。图 6-12，图 6-13 的11az0.035，22az0.013，带入1z=21，2z66，得0.735，2a0.858，a1a+2a0.735+0.8581.593，z0.9由式 6-4K=AkVkkk=1.251.011.081.1=1.50由式 6-7：121212

24、68.41.50 1469803.14+1268.4 1 2.19 0.945 75.133.14HEHKT UZ Z Zbdu =565.932H666.4Mpa齿轮疲劳接触强度安全。3.按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式 6-11F=112 NSaFkTY Y Ybd m由图 6-18 得，小齿轮齿形系数1FaY=2.18，大齿轮齿形系数2FaY=2.1，小齿轮应力修正系数1SaY=1.8， 大齿轮应力修正系数2SaY=1.89。 由图6-20得重合度系数Y=0.75。按式 6-14 得弯曲疲劳许用应力FF=limFNSSTFY Y YS11 / 21文档可自由编辑打印按 图 6-24i

25、， g 查 取 齿 轮 材 料 弯 曲 疲 劳 极 限 应 力1limF=300Mpa ，2limF=240Mpa。由表 6-13 计算弯曲强度计算的寿命系数NY1NY=0.925，2NY=0.947由图 6-25 查取尺寸系数，xY=1，由式 6-14 取STY=2弯曲疲劳强度安全系数由表 6-12 得Fs=1.25lim1113000.925 1 2 4441.25FFNXFY YMpaMpaS 同理的2 F=363.45Mpa比较111 FaFaFY Y，和222 FaFaFY Y的大小的到111 FaFaFY Y222 FaFaFY Y,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度2 F=12

26、212FaFaKTY Y Ybd m=226.01MpahL 10000轴承轴承 3：由工作需要的要求得：轴承的使用时间为5 250 810000hL 。第一对轴承的当量动载荷 P；()prapfXFYF。查手册取1.2pf 假设取 6208 轴承计算步骤与内容计算结果18 / 21文档可自由编辑打印1.查手册查出rC、orC值（GB/T 2761994）2.6342tan2 0.7034 10tan202694.87cos197.92cos20nrTaFNd363422 0.7034 10tantan201904.56197.92aTFNd4.计算/1491.49/aororFCN C5.查

27、手册 e 值6.计算/498.33/702.120.711arFF 7.查手册：X、Y 的值8. 查载荷系数.1.0 1.2pf 。9.praPfXFYF10.计算轴承寿命：31016670166701950015457.648.583 4828.46hCLnP11.结论：符合要求，选用此轴承。17000rC 10500orC2694.87rFN1904.56aFN0.16560.3635e 0.71250.36350.56,1.3203XY1.2pf 4828.46PN15457.6hL 10000第七章第七章箱体的设计箱体的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件

28、，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用 HT-200，根据工作条件的要求，箱座壁厚：0.02536.818ammmm，所以箱体壁厚度选用 8mm。铸造减速箱体主要结构尺寸表铸造减速箱体主要结构尺寸表: :名称符号尺寸关系取值箱座壁厚0.02538amm8mm箱盖壁厚10.0238amm8mm箱盖凸缘厚度1b11.512mm19

29、 / 21文档可自由编辑打印箱座凸缘厚度b1.512mm箱座底凸缘厚度2b2.520mm地脚螺钉直径fd0.03612a18 mm地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径1d0.75fd14mm盖与座联接螺栓直径2dfd（0.50.6）10mm联接螺栓的间距l150 200170mm轴承端盖螺钉直径3dfd（0.40.5）8mm视孔盖螺钉直径4dfd（0.30.4）6mm定位销直径dfd（0.70.8）14mm12fddd、 、至直外箱壁距离1C查手册14mm12dd、至凸缘边缘距离2C查手册12mm轴承旁凸台半径1R2C12mm凸台高度h35mm外箱壁至轴承座端面距离1l125 10CC （

30、）32mm箱盖箱座肋厚1,m m110.85 ,0.85mm8mm第八章第八章键的校核键的校核在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式：2 ppTdlk齿轮 1 的安装键型为 A 形键 L=35,bh为8 7，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力 200 240paMP：22 2520014.620020 40 4.3paaTMPMPdlk齿轮 2 的安装键型为 A 型键 L=30,bh为8 7， ，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许20 / 21文档可自由编辑打印用扭转应力 200 240paMP：22 646004320025 28 4.3paaTMPMPdlk键符合扭

31、转应力的要求。齿轮 3 的安装键为 A 型键 L=50,bh为8 7，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力 200 240paMP：22 6460022.320027 50 4.3paaTMPMPdlk齿轮 4 的安装键型为 A 型键 L=45,bh为12 8， ，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力 200 240paMP：22 26200057.820042 40 5.4paaTMPMPdlk键符合扭转应力的要求。对联轴器与轴的联接，由于是选用的标准联轴器，故起键的配合和强度不需特殊的校核，只需选用即可。第九章第九章润滑、密封、公差及其他润滑、密封、公差及其他1 1、润

32、滑、润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑. .齿轮圆周速度v5m/s 所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用， 同时有助箱体散热。 为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度1H对于圆柱齿轮一般为 1 个齿高，但不应小于 10 ，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为 60mm。箱座内壁高度260daHH=175，箱盖高+6dHH=136 。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择LCKB150

33、 号工业齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书2 2、密封、密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。1） 轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。2）轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。 挡油环与轴承座

34、孔之间应留有不大的间隙， 以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。3） 盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶。21 / 21文档可自由编辑打印3 3、公差的设计、公差的设计: :对于联轴器的公差配合76Hh，轴承轴的公差配合选用77Hh，键的公差配合选用77Hf。4 4、附件的设计、附件的设计（1 1）窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔， 箱体上窥视孔处应凸出一块， 以便加式出与孔盖的接触面。本设计中取12127,140,125,120,105,6,dmm lmm lmm bmm bmm孔数

35、 个 盖厚4,R=5mm， 孔盖用68MM的螺钉紧固。（2）排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中取螺塞14 1.5M445086JB ZQ,油圈 22147062ZB。为沟通箱内外的气流， 应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器， 可以使箱内的热胀气体自由的溢出,数据查手册.为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。本次设计采用杆式油标 M12。（3）吊耳和吊钩为拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。(4)定位销定位销的公称直径可取20.70.8dd,并圆整为标准值。定位销的总长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆，故取28l 。