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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械设计课程设计说明二级减速器72205970.精品文档.黄 山 学 院机械设计课程设计说明书院 系：黄山学院机电与信息工程学院专 业：机械设计制造及其自动化 班 级：11机械卓越班 目录机械设计课程设计任务书- 3 -一、设计题目- 3 -二、设计参数- 3 -三、设计内容- 3 -四、课程设计要求- 4 -一、设计任务书- 5 -1.1、系统简图- 5 -1.2、工作条件- 5 -1.3、原始数据- 5 -1.4、传动方案的分析- 5 -二、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数- 6 -2.1、类型选择- 6 -2.2、功率选择- 6
2、 -三、齿轮传动的设计- 7 -3.1、总传动比为- 7 -3.2、分配传动比- 8 -3.3、确定齿轮齿数- 8 -3.4、 计算传动装置的运动和动力参数- 9 -四、V带传动的设计- 10 -4.1、V带的基本参数- 10 -4.2 、带轮结构的设计- 13 -五、高速级齿轮的设计- 13 -5.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数- 13 -5.2、按齿面接触强度设计- 14 -5.3、试计算小齿轮模数- 15 -5.4、按齿根弯曲强度设计- 16 -5.5、几何尺寸计算- 18 -5.6、其他参数计算- 18 -5.7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表- 19 -5.8、齿轮的结构设
3、计- 19 -六、 低速级齿轮的设计- 20 -6.1、齿轮强度计算- 20 -6.2、按齿轮面接触强度设计- 20 -6.3、计算小齿轮的模数- 22 -6.4、按齿根弯曲强度设计- 23 -6.5、几何尺寸计算- 24 -6.6、其他参数计算- 25 -6.7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表- 25 -6.8、齿轮的结构设计- 26 -七、验证齿轮传动组中心距- 26 -八、轴的设计- 27 -8.1、 中间轴II的设计- 27 -8.2、高速轴I的设计- 31 -8.3、低速轴III的设计- 35 -九、轴承的验证- 39 -9.1、高速轴I的轴承的验证- 39 -9.2、中间轴II的
4、轴承的验证- 40 -9.3、低速轴III的轴承的验证- 41 -十、平健联结的选用和计算- 42 -10.1、中间轴II大齿轮处键的选择- 42 -10.2、中间轴II小齿轮处键的选择- 43 -10.3、低速轴III大齿轮处键的选择- 44 -10.4低速轴III轴端处联轴器的键的选择- 44 -10.5高速轴I轴端处联轴器的键的选择- 45 -十一、润滑方式- 46 -十二、箱体及其附件结构设计- 46 -12.1、箱体的结构设计- 46 -12.2、附件的结构设计- 47 -设计心得- 49 -参考资料- 50 -机械设计课程设计任务书学生姓名：赵国涛 指导老师：储园一、设计题目：两班
5、制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220V/380V）.运输带允许速度误差： 5（重点设计两对斜齿轮），见下图。二、设计参数：运输带拉力F=4900N 运输带的线速度V=0.7m/s 驱动卷筒直径：D=300mm 输送带速度允差为5% 传动装置布置图三、设计内容： 一）设计计算 1.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；2.传动零件的设计； 3.轴的设计； 4.轴承及其组合的选择及校核； 5.箱体、润滑及附件的设计； 二）图纸的绘制 减速器装配图绘制，高速级齿轮零件图。 三）编写课程设计说明
6、书 内容包括：目录、设计题目、设计计算的所有内容、课程设计总结、参考文献。四、课程设计要求 设计完成后，每位学生提交： 1.减速机装配图一张（A1）； 2.高速级齿轮零件图一张； 3.详细设计计算说明书一份。 计算及说明结果一、设计任务书设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1.1、系统简图 1.2、工作条件 设计带式运输机的传动装置。运输机工作平稳，单向运转，单班制工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度容许误差为5%。其中减速器由一般规模厂中小批量生产。1.3、原始数据 题号一、5运送带工作拉力F/N4900运输带工作速度v/(m/s)0.7卷筒直径D/mm3001.4
7、、传动方案的分析 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。二、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数2.1、类型选择 电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列封闭式三相异步电动机。2.2、功率选择 (1) 确定电动机效率Pw 按下试计算 式中Fw=4900N V=0.7m/s 工作装置的效率考虑带卷筒器及其轴承的效率,还有数据选择和其他误差的情况，因此取 代入上试得 (2) 选择电动机
8、的类型根据电动机的输出功率功率 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由式 由设计指导书表1可查得：联轴器传动效率；齿轮传动效率（8级精度一般齿轮传动）滚动轴承效率；则=0.9（考虑到误差关系和计算方便问题）所以电动机所需工作功率为=考虑到误差关系 P3.81 kw按工作要求和工作条件查找设计指导书表2中选用Y132M1-6型号三相异步电动机，其数据如下：电动机额定功率 P=4 kw ；同步转速为1000；满载转速=960；电动机轴伸出端安装长度为80 mm ；电动机轴伸出端直径为38 mm ；三、齿轮传动的设计3.1、总传动比 其中：为高速级传动比；为低速级传动比。运输机转速： 总传动比：
9、3.2、分配传动比 3.3、确定齿轮齿数 高速级齿轮组： 小齿轮： 大齿轮： 整圆 低速级齿轮组： 小齿轮： 大齿轮： 整圆 校核数据： 运输机的转速： 验证误差： 误差符合要求。3.4、 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速 高速轴转速: 中间轴转速: 低速轴转速: 卷筒转速: （2）各轴的输出功率：高速轴I 的输入功率： 中间轴 II 的输入功率： 低速轴 III 的输入功率： 卷筒的输入功率： (3) 各轴转矩：高速轴输入转矩： 中间轴输入转矩： 低速轴输入转矩： 卷筒输入转矩：由以上数据得各轴运动及动力参数表：轴名功率转矩转速电机轴439.7929601轴3.9639.394
10、9602轴3.84198.945184.3323轴3.73800.59144.494卷筒轴3.61774.83544.494四、V带传动的设计4.1、V带的基本参数 1、确定计算功率：已知：；查机械设计表8-8得工况系数：；则：2、选取V带的带型：根据、查机械设计图8-11选用A型V带3、确定大、小带轮的基准直径（1）初选小带轮的基准直径：查机械设计表8-7和表8-9得；计算大带轮基准直径：取滑动率；圆整取，误差小于5%，是允许的。4、验算带速：带的速度合适。5、确定中心距，并选择V带的基准长度：（1）中心距：初选中心距取中心距 。 （2）基准长度：查机械设计表8-2的对于A型带选用，带长修正
11、系数（3）实际中心距：6、验算主动轮上的包角：由得主动轮上的包角合适。7、计算V带的根数：，查机械设计表8-4得： ；（2），查表8-5得：；（3）由查表8-6得，包角修正系数（4）由，与V带型号A型查表8-2得：综上数据，得取合适。8、计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查机械设计表8-3得：9、计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10、V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A32300中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)6603146.36866.374.2 、带轮结构的设计 1、带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料HT200）2、带轮的结构
12、形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮五、高速级齿轮的设计5.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（3）材料选择。由【1】表10-1选择齿轮材料：小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为260HBS；大齿轮为45钢（调质），硬度为220HBS；二者材料硬度差为40HBS。(4) 根据上一步的设计计算中得到高速级齿轮组齿数：小齿轮齿数(估)大齿轮齿数 5.2、按齿面接触强度设计 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按
13、齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 (3) 确定公式内的各计算数值: 试选载荷系数 （估） 计算小齿轮传递的转矩（ ） 按软齿面齿轮非对称安装，由【1】表10-7选取齿宽系数 由【1】表10-5查得材料的弹性影响系数 由【1】图10-26d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（4）计算应力循环次数（ =1 ）(5) 由【1】图10-23取接触疲劳寿命系数 （6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ，取安全系数S=1（7）试算小齿轮分度圆直径 ，代入中较小的值：5.3、试计算小齿轮模数 （1）计算圆周速度 （2）计算齿宽 （3）计算齿宽与齿高之
14、比 模数： 齿高： （4）计算载荷系数根据 8级精度，查【1】图10-8得动载系数 因为该齿轮传动为直齿轮，所以齿间载荷分配系数：由【1】表10-2查得使用系数 由【1】表10-4用插值法查8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时： 由 查【1】图10-13得故载荷系数： (5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（6）计算模数 5.4、按齿根弯曲强度设计 （1）由【1】图10-24c查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2）由【1】图10-22根据应力循环次数 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 S=1.3，得（4）计算载荷系数K（5
15、）查取齿形系数、和应力修正系数、由【1】图10-17、10-18查得： （6）计算大、小齿轮的并加以比较； 小齿轮： 大齿轮：将数值较大的一个代人公式计算： 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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1.21并就进圆整为标准值m=1.5 接触强度算得的分度圆直径=43.84mm，算出大小齿轮齿数： 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.5、
16、几何尺寸计算 （1）计算分圆周直径、 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取；。5.6、其他参数计算 为齿顶高系数 = 1 为顶隙系数 = 0.25 模数 中心距 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 5.7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：名称符号结果（mm）模数1.5分度圆直径 45235.5齿顶圆直径 48238.5齿根圆直径 41.25231.75中心距 140.25齿宽 50455.8、齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴；大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表：由于 选择锻造齿轮代号结构尺寸计算公式结果（mm）轮毂处直径68.8轮毂轴向长度L6 6
17、4.5倒角尺寸n0.75齿根圆处厚度4.5腹板最大直径222.75板孔分布圆直145.775板孔直径38.488腹板厚度C13.5六、 低速级齿轮的设计6.1、齿轮强度计算 （1）选择材料确定极限应力因为该减速器可以由一般规模厂生产，选择8级精度传动。由【1】表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为260HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。(2)在前一步设计计算中得到低速级齿轮组的齿数：小齿轮齿数 ；大齿轮齿数 。6.2、按齿轮面接触强度设计 （1） 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计，即
18、（2）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 。计算小齿轮传递的转矩 按软齿面齿轮非对称安装，由【1】表10-7选取齿宽系数。由【1】表10-5查得材料的弹性影响系数 由【1】图10-25按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 。(3)计算应力循环次数(j=1 ) (4)由【1】图10-23取接触疲劳寿命系数 （5）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ，取安全系数S=1 （6）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 6.3、计算小齿轮的模数 （1）计算圆周速度 （2）计算齿宽 （3）计算齿宽与齿高之比模数： 齿高： （4）计算载荷系数 根据 ， 8级精度传动，
19、由【1】第194页图10-8查得动载系数： 因为该齿轮传动组为直齿轮，所以齿间载荷分配系数： 由【1】表10-2查得使用系数 由【1】表10-4用插值法得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时： 由=12.449 查【1】第197页图10-13得 故载荷系数 (5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （6）计算模数 6.4、按齿根弯曲强度设计 （1）由【1】图10-24e查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2）由【1】第208页图10-23根据应力循环次数 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 S=1.3，得 （4）计算载荷系数K （
20、5）查取齿形系数、和应力修正系数、 由【1】图10-17查得： （6）计算大、小齿轮的并加以比较； 小齿轮： 大齿轮： 将数值较大的一个代人公式计算： 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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1.825并就进圆整为标准值=2.1 接触强度算得的分度圆直径=68.03 mm，算出大小齿轮齿数： 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6.5、几何
21、尺寸计算 （1）计算分圆周直径、 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取；。6.6、其他参数计算 为齿顶高系数 = 1 为顶隙系数 = 0.25 模数 中心距 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 6.7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：名称符号结果（mm）模数2.1分度圆直径 69.3287.7齿顶圆直径 73.71292.11齿根圆直径 63.7875282.188中心距 178.5齿宽 80746.8、齿轮的结构设计 小齿轮3由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮4的结构尺寸按【2】表3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表：由于 选择锻造齿轮代号结构尺寸计算公式结果（mm）轮毂处
22、直径105.6轮毂轴向长度L99倒角尺寸n1.05齿根圆处厚度8.4腹板最大直径265.388板孔分布圆直径185.494板孔直径39.947腹板厚度C22.2七、验证齿轮传动组中心距 验证两组齿轮设计是否合理： 大于 设计符合要求。 两组齿轮组的数据如下：高速级低速级齿数z3015733137中心距a(mm)140.25178.5模数m(mm)1.52.1齿宽b(mm)45507480分度圆直径d(mm)45235.569.3287.7八、轴的设计 在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等，而中间轴跨距确定的自由度较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。8.1、 中间轴II的设计 1、选
23、择材料及热处理方式因中间轴是有两个齿轮，而该轴的材料应该和硬度高的齿轮材料一样。即和小齿轮3的材料一样同为45(调质) ，硬度为260 HBS2、初步计算轴的最小直径 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径： 由【1】表15-3 查选 （由于无轴向载荷 取较小值 ，=112 97 ） 。该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取 此轴的最小直径即安装在轴端处的深沟球轴承直径 ，由课程设计指导书表9选取深沟球轴承的型号，既：6208 3、计算各段轴直径 4、计算各段轴的长度 5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上
24、两齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的深沟球轴承6208 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。 （2）计算轴上的作用力及受力图由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角 齿轮2 ： 齿轮3 ： （3）计算出支反力 绕支点B的力矩和 得： 即 绕支点A的力矩和 得： 即 校核： 计算无误 绕支点B的力矩和 得： 即 绕支点A的力矩和 得： 即 校核 ： 计算无误（4）合弯矩 因为 所以 比较与 ，则比大 ，D点为危险截面点。（5）弯扭合成 根据公式 其中： W 由【1】表15-4 选择无键槽 由【1】表6-2 选择 所以 满足强度设计条件要求。8.2、高速轴I的设计 由于该轴为齿轮轴
25、，所以该轴的材料与齿轮1的材料同为40（调质） ， 硬度为260HBS1、拟定轴上零件的装配方案：2、初步计算轴的最小直径 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径： 由【1】第366页表15-3 查选 （由于无轴向载荷 取较小值 ，=112 97 ） 。该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取 此轴的最小直径即安装在轴端处的联轴器直径 ，由GB 43232002中选取弹性柱销联轴器的型号，既：HL1Y型 验证联轴器是否符合要求: 符合要求。 由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径为： 选取轴承时
26、，由GB/T 2721993 可得： 深沟球轴承6206 mm B = 16mm3、计算各段轴直径 mm 4、计算各段轴的长度 (联轴器轴孔端的长度)5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定高速轴上齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的深沟球轴承6206 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。 （2）计算轴上的作用力及受力图由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角 齿轮1 ： （3）计算出支反力 绕支点B的力矩和 得： 即 绕支点A的力矩和 得： 即 校核： 计算无误 绕支点B的力矩和 得： 即 绕支点
27、A的力矩和 得： 即 校核 ： 计算无误（4）合弯矩 因为 所以 （5）弯扭合成 根据公式 其中： W 由【1】表15-4 选择无键槽 由【1】表6-2 选择 所以 满足强度设计条件要求。8.3、低速轴III的设计 由于该减速器为展开式齿轮传动，该轴有一个齿轮，所以该轴的材料与齿轮4的材料同为45钢（正火） ， 硬度为220HBS1、拟定轴上零件的装配方案：2、初步计算轴的最小直径 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径： 由【1】表15-3 查选 （由于无轴向载荷 取较小值 ，=126 103 ） 。该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取 此轴的最小直径即安装在轴端处的联轴器直径 ，由 GB 4
28、3232002中选取弹性柱销联轴器的型号，既：HL4Y型 验证联轴器是否符合要求: 符合要求。 由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径为： 选取轴承时，由【2】第95页表5.9 可得： 深沟球轴承6211 mm B = 21mm3、计算各段轴直径 mm 4、计算各段轴的长度 (联轴器轴孔端的长度)5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定低速轴上齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的深沟球轴承6211 ，可知它的载荷
29、中心，也可为轴承宽的中心。 （2）计算轴上的作用力及受力图由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角 齿轮1 ： （3）计算出支反力1、绕支点B的力矩和 得： 即 2、 绕支点A的力矩和 得： 即 3、 校核： 计算无误4、 绕支点B的力矩和 得： 即 5、 绕支点A的力矩和 得： 即 6、校核 计算无误（4）合弯矩 因为 所以 （5）弯扭合成 根据公式 其中： W 由【1】表15-4 选择无键槽 由【1】表6-2 选择 所以 满足强度设计条件要求。九、轴承的验证9.1、高速轴I的轴承的验证 （1）选用根据前面的设计可得知高速轴I两个轴承选用的是深沟球轴承6206： （该轴的转速小
30、于该轴承的极限转速，符合选用要求）（2）验算根据公式 其中： 根据公式： 其中：由【1】第318页表13-6选择 比较和的大小，选择较大代入公式计算： 寿命符合条件要求。9.2、中间轴II的轴承的验证 （1）选用根据前面的设计可得知中间轴II两个轴承选用的是深沟球轴承6208： （该轴的转速小于该轴承的极限转速，符合选用要求）（2）验算根据公式 其中： 根据公式： 其中：由【1】表13-6选择 比较和的大小，选择较大代入公式计算： 寿命符合条件要求。9.3、低速轴III的轴承的验证 （1）选用根据前面的设计可得知低速轴III两个轴承选用的是深沟球轴承6211： （该轴的转速小于该轴承的极限转速
31、，符合选用要求）（2）验算根据公式 其中： 根据公式： 其中：由【1】表13-6选择 比较和的大小，选择较大代入公式计算： 寿命符合条件要求。十、平健联结的选用和计算10.1、中间轴II大齿轮处键的选择 （1）以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为43mm 则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为： 该键为一般键联接（2）以毂宽选择键的长度 由前面的设计步骤可得该毂宽为63mm 因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【1】表6.1选择长度L = 63mm A型（圆头）（3）校核 由【1】第106页，根据公式 其中： 由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则 强度条件符合要求。10.2、中间轴II小齿轮处键的选择 （1）以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为47mm 则在【1】表6.1选择键的公称尺寸为： 该键为一般键联接（2）以毂宽选择键的长度 由前面的设计步骤可得该毂宽为99mm 因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由参考资料【2】表6.1选择长度L =