机械设计齿轮减速箱设计

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1、课程设计成果说明书题 目：带式运输机传动装置设计学生：_学 院：班 级：指导年 月 日25 / 28目录一题目及总体分析.2二电动机的选择.3三传动比的选择.4四主要部件的选择.4五 设计高速齿轮.5六 设计低速齿轮.10七. 轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择.161高速轴（输入轴）及其轴承装置的计算.162低速及其轴承装置的计算.19八 轴承的选择与校核.23九 润滑与密封.24十. 箱体结构尺寸.25十一设计总结.26十二.参考文献.26十三.附图.27一. 题目及总体分析题 目：两级圆柱齿轮减速器及带传动设 计 要 求：设计一用于带式运输机的两级直齿圆柱齿轮减速器。 工作有轻微振动

2、， 经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ，减速器小批量生产，使用寿命五年。设 计 参 数： 表1-1 运输带拉力F（KN） 卷筒直径D（mm） 带速v（m/s） 2.3 360 1 图 1-1二. 电动机的选择按照设计要求以及工作条件选用Y系列，额定电压380V.1、电动机的容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pw Pw=2.3kw设： 电动机与减速器之间联轴器效率=0.96.高速传动轴的传动效率=0.97.低速传动轴的传动效率=0.97.工作机效率=0.96.从而得到传动系统的总效：=0.960.970.970.96=0.8671工作机所需功率为： P=2.31

3、=2.3kw电动机功率：2、电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速： 二级圆柱齿轮减速器传动比=840,所以电动机的可选围为： nd=nw=(840)53.1=(424.82124)r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，为使传动装置紧凑，决定采用同步转速为750r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如表2.2所示。 表2-1 Y132-6型电动机的主要性能电动机型号 额定功率/kw满载转速/(rmin-1)起动转矩最大转矩Y132M1-6 3 710 2.0 2.0三.传动比的选择二级齿轮减速器

4、，为使齿轮有相近的浸油深度，应使大齿轮有相近似的直径，根据有关资料有：其中分别为高速齿轮和低速齿轮传动比。总传动比，取，则。4、传动系统的运动和动力参数计算（1）各轴的转速 1轴 2轴轴 （2）各轴输入功率（参考机械设计课程设计手册）轴 P1= 30.96=2.88kw.轴 P2= 2.880.97=2.79kw轴 P3= 2.790.97=2.71kw（3）各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为故轴 T=38740N故轴T=162120N轴 T=487.39N四主要部件的选择分析对象过程分析结论动力源一般选用交流电动机三相交流电动机齿轮直齿传动平稳高速级、低速级都可用直齿轴承此减速器轴承承受

5、轴向载荷很小深沟球球轴承联轴器有吸振和缓冲能力,耐久性好弹性柱销联轴器五 设计高速齿轮 分 析 过 程 分 析 结 论选用直齿圆柱齿轮传材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HB。 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HB。齿面接触疲劳强度计算初步计算转矩齿宽系数接触疲劳极限初步计算的许用接触应力【】值初步计算的小齿轮直径初步齿宽b由表12.13，取 =1.0由图12.17c=0.9 (式12.15) =0.9710 =0.9=0.9580由表12.16，

6、取=85 （式12.14）=85=50b=185=1.0=710MPa=580MPa=639MPa =522MPa取=50mm b=50mm校核计算圆周速度v精度等级齿数z和模数m使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH接触最细安全系数总工作时间应力循环次数接触寿命系数许用接触应力确定传动主要尺寸实际分度圆直径d中心距a齿宽b齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数载荷系数齿形系数应力修正系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环次数弯曲寿命系数尺寸系数YX许用弯曲应力验算v=由表12.6初取齿数=20；=204.3=8

7、6m=2.5由表12.9由表12.9由表12.10，先求 式（12.6）式（12.10）由此得=由表12.11 (式12.5) =由表12.12由表12.16由表12.14 （式12.13）原估计应力循环次数正确由图12.18 （式12.11） 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即(式12.18)由表12.10，由图12.21由图12.22由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25传动无严重过载，故不作静强度校核v=1.86选9级精度m=2.5=20=86KA

8、=1.25KV=1.18=1.38K=5.096ZH=2.5=1.05=4800ha=157.5mm取=50mm=0.66=1.52=1.36K=3.05=1.0六设计低速齿轮 分 析 过 程 分 析 结 论选用直齿圆柱齿轮传材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HB。 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HB。齿面接触疲劳强度计算1. 初步计算转矩齿宽系数接触疲劳极限初步计算的许用接触应力【】值初步计算的小齿轮直径初步齿宽b（计算过程中提到的表和图都在高

9、等教育出版的机械设计第四版）由表12.13，取 =0.7由图12.17c=0.9 (式12.15) =0.9710 =0.9=0.9580由表12.16，取=85 （式12.14） =85=88b=61.6=0.7=710MPa=580MPa=639MPa =522MPa取=90mm b=63mm2. 校核计算圆周速度v精度等级齿数z和模数m使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH接触最细安全系数总工作时间应力循环次数接触寿命系数许用接触应力3. 确定传动主要尺寸实际分度圆直径d中心距a齿宽b齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数齿间载荷分配系数齿

10、向载荷分配系数载荷系数齿形系数应力修正系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环次数弯曲寿命系数尺寸系数YX许用弯曲应力验算v=由表12.6初取齿数=30；=303.1=93m=3由表12.9由表12.9由表12.10，先求 式（12.6）式（12.10）由此得=由表12.11 (式12.5) =由表12.12由表12.16由表12.14 （式12.13）原估计应力循环次数正确由图12.18 （式12.11） 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即(式12.18)由表12.10，

11、由图12.21由图12.22由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25传动无严重过载，故不作静强度校核v=0.8选9级精度m=3=30=93KA=1.25KV=1.12=1.32K=2.85ZH=2.5=1.05=12000ha=184.5mm取b3=63mm=0.68=1.47=1.3K=2.68=1.0七. 轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择 分 析 过 程 以 及 分 析 结 论（）高速轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择1. 轴材料的选择按转矩初步确定轴径和选择联轴器，选择轴的材料为45号钢，经调质处理。查机械设计手册有：，。考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%

12、5%，取锥形轴的大端直径为20mm。2. 选择联轴器考虑动载和过载，取联轴器工作情况系数K=1.5，则联轴器的转矩选择套筒联轴器I型。3. 轴结构如下图（图7-1）：考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%5%，取锥形轴的大端直径为20mm。 图7-14. 高速轴的强度校核 （1）轴的受力分析如图7-2所示: 图7-2轴传递的转矩T=T1=38740N.mm 齿轮的周向力齿轮的径向力(2) 求支反力 1）在水平面的支反力（图7-2b） 由 2）在垂直平面的支反力（图7-2d）可以求得： 3）作弯矩和扭矩图（7-2c.e.f.g）（3）强度校核1） 确定危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图、扭矩图的

13、综合考虑，截面C（即齿轮出）处弯矩最大，也是危险截面。2） 安全系数校核计算 弯曲应力幅为 由于是对称循环应力，故 根据公式（参考机械设计手册上册） 将数据代入得45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=268MPa；正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=2.52；表面质量系数，轴经车削加工，查手册得=0.92；尺寸系数查手册=0.89。剪切应力幅 根据公式 将数据代入得=4045号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=155MPa；正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=1.82；表面质量系数，轴经车削加工，查手册得=0.92；尺寸系数查手册=0.89。 轴在C截

14、面的安全系数C截面是安全的。（二） 低速轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择1. 轴材料的选择按转矩初步确定轴径和选择联轴器，选择轴的材料为45号钢，经调质处理。查机械设计手册有：，。考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%5%，取锥形轴的大端直径为45mm。2. 选择联轴器考虑动载和过载，取联轴器工作情况系数K=1.5，则联轴器的转矩选择套筒联轴器II型。3. 轴结构如下图（图7-3）：考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%5%，取锥形轴的大端直径为20mm。 图7-34. 低速轴强度校核 （1）轴的受力分析如图7-4所示: 图7-4轴传递的转矩T=T3=487390N.mm 齿轮的周向力齿

15、轮的径向力 （2）求支反力 1）在水平面的支反力 由 2）在垂直平面的支反力可以求得： 3）作弯矩和扭矩图（6-4b.c.d.e）（3）强度校核1） 确定危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图、扭矩图的综合考虑，截面C（即齿轮出）处弯矩最大，也是危险截面。2） 安全系数校核计算 弯曲应力幅为 由于是对称循环应力，故 根据公式（参考机械设计手册上册） 将数据代入得45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=268MPa；正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=2.52；表面质量系数，轴经车削加工，查手册得=0.92；尺寸系数查手册=0.78。 剪切应力幅 根据公式 将数据代入得=8.44

16、5号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=155MPa；正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=1.82；表面质量系数，轴经车削加工，查手册得=0.92；尺寸系数查手册=0.89。平均应力折算系数查手册=0.21。 轴在C截面的安全系数C截面是安全的。（三）中间轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择（具体方法和高速轴、低速轴方法相同，步骤略）（四）最终确定的高速轴、中间轴、低速轴结构图，(如图7-5)图 7-5八 轴承的选择与校核 1.预选以下深沟球轴承高 速 轴中 间 轴低 速 轴轴承型号105205110额定动负荷Cr（kN）7.9011.0016.30额定静负荷5.057.1

17、012.40 2.校核轴承 高速轴上轴承 中间轴上轴承 低速轴上轴承X、Y的取值 X=1、Y=0 X=1、Y=0 X=1、Y=0冲击载荷系数 1.2 1.2 1.2当量动载荷P 677N 595 1526N计算额定动载荷 5413N 3505N 5142N计算结果与对比 符合要求 符合要求 符合要求九 润滑与密封分 析 过 程分 析 结 论1. 对于齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动的润滑方法大多是采用油润滑，主要润滑方式为浸油润滑。这种润滑方式适用于齿轮圆周速度v12m/s的场合。 中间轴的大齿轮速度计算是：n=164.35r/min =164.35/60 r/s =2.74r/s输出轴大齿轮的速

18、度计算是：n=53.1r/min =53.1/60 r/s =0.885r/s有上面的计算可知道齿轮的线速度都少于12m/s,因此可以用浸油润滑选用的润滑油牌号是：N46机械润滑油。2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密。十. 箱体结构尺寸分析对象分析过程结论aa值对圆柱齿轮传动为低速级中心距193.5mm机座壁厚=0.025a+510mm机盖壁厚11=0.025a+510mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216mm底座下部凸缘厚度P=(0.25-2.75

19、)27.5mm底座加强肋厚度m=0.858.5mm箱盖加强肋厚度m1=0.858.5mm地脚螺钉数目a1.215mm十一.设计总结经过1个星期的课程设计，过程曲折可谓一语难尽。在此期间我们也失落过，也曾一度热情高涨。从开始时满富盛激情到最后汗水背后的复杂心情，点点滴滴无不令我回味无长。生活就是这样，汗水预示着结果也见证着收获。劳动是人类生存生活永恒不变的话题。设计也是一个团队的任务，一起的工作可以让我们有说有笑，相互帮助，配合默契，多少人间欢乐在这里洒下，大学里一年的相处还赶不上这十来天的合作，我感觉我和同学们之间的距离更加近了；我想说，确实很累，但当我们看到自己所做的成果时，心中也不免产生兴

20、奋； 正所谓“三百六十行，行行出状元”。我们同样可以为社会作出我们应该做的一切，这有什么不好？我们不断的反问自己。也许有人不喜欢这类的工作，也许有人认为设计的工作有些枯燥，但我们认为无论干什么，只要人生活的有意义就可。社会需要我们，我们也可以为社会而工作。既然如此，那还有什么必要失落呢？于是我们决定沿着自己的路，执着的走下去。同时我认为我们的工作是一个团队的工作，团队需要个人，个人也离不开团队，必须发扬团结协作的精神。某个人的离群都可能导致导致整项工作的失败。实习中只有一个人知道原理是远远不够的，必须让每个人都知道，否则一个人的错误，就有可能导致整个工作失败。团结协作是我们实习成功的一项非常重

21、要的保证。而这次实习也正好锻炼我们这一点，这也是非常宝贵的。对我们而言，知识上的收获重要，精神上的丰收更加可喜。挫折是一份财富，经历是一份拥有。这次实习必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固。这次课程设计终于顺利完成了，在设计中遇到了很多专业知识问题，最后在老师的辛勤指导下，终于游逆而解。同时，在老师的身上我们学也到很多实用的知识，在次我们表示感！同时，对给过我帮助的所有同学和各位指导老师再次表示忠心的感！十二. 参考文献1 可桢、程光蕴、仲生等编，机械设计基础，高等教育，2006.52 吴宗择、罗圣国等编，机械设计课程设计手册，高等教育，2006.53 晓娟等编，机械设计课程设计指导手册，中国标准，2008.24 黎骅、严等编，新编机械设计手册，人民邮电，2008.1十三. 附图高速轴、中间轴、低速轴结构图两级圆柱齿轮减速器装配图