二级减速器的设计说明.doc

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1、机械设计工程学课程设计说明书题目： 螺旋输送机传动装置设计 学院： 机电工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 学号： 姓名： 指导教师： 机电工程学院2012 年6月 22 日设计内容计算及说明结果（1） 选择电动机类型（2）确定电动机功率（3）确定电动机转速一、总体设计1. 选择电动机按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。工作装置所需功率由电动机至输送机的传动总效率为：，由表2-4，取滚动轴承，圆柱直齿传动效率，联轴器，圆锥齿轮传动效率因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，按表8-169中Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为5.5输送

2、机工作轴转速为按表2-1推荐的各传动机构传动比范围：取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围35取开式圆锥齿轮传动的传动比23则总传动比理论范围为：i=615可见电动机转速可选范围为：n=(615) X 55=330825 r/min则符合这一范围的同步转速有：750 r/min=0.83=5.42kw=5.5kw750 r/min设计内容计算及说明结果（1） 传动装置总传动比（2） 分配传动装置各级传动比（1）对于圆柱直齿齿轮传动2计算传动装置的总的传动比和分配各级传动比由式（2-5），由指导书P10表2-3，取，则圆锥齿轮传动比3计算传动装置的运动和动力参数对于圆柱直齿齿轮传动： 高速轴的输入功

3、率：低速轴的输入功率：对于圆锥齿轮传动：高速轴的输入功率低速轴的输入功率=13.09=3.27=5.31kw=5.12kw=4.99kw=4.47kw设计内容计算及说明结果（2）各轴转速计算（3）各级输入转矩计算对于圆柱齿轮传动： 高速轴转速低速轴转速 对于圆锥齿轮传动： 高速轴转速 低速轴转速 对于圆柱齿轮传动： 高速轴输入转矩低速轴输入转矩 对于圆锥齿轮传动： 高速轴输入转矩 低速轴输入转矩=设计内容计算及说明结果将以上算得的运动和动力参数列入表参数/轴数电动机轴I轴II轴III轴工作轴转速n（r/min）72072018018055.04功率P（kW）5.425.315.124.994.

4、47转矩T（N m）71.8970.43271.64264.75776.15传动比i143.27效率0.980.9650.9750.895设计内容计算及说明结果（1） 选择齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级（2） 初选主要参数（3） 按齿面接触疲劳强度计算1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮传递的转矩3）材料的弹性系数二、各齿轮的设计计算选择小齿轮材料为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。齿轮精度初选8级Z1=24 ，u=4 ，Z2=Z1u=244=96由表10-7选取齿宽系数d=0.5（u+1）a=1.15 计

5、算小齿轮分度圆直径 d1t2.32确定各参数值Kt=1.3T1=9.55106P/n1=9.551064.5/720=5.97104Nmm由机械设计表10-6取 ZE=189.8Z1=24Z2=96d=1.15Kt=1.3T1=5.97104NmmZE=189.8设计内容计算及说明结果4） 按齿面硬度查5） 由式10-13计算应力循环次数6） 由图10-19取接触疲劳系数7） 计算接触疲劳许用应力(4) 计算1）代入H中较小值，计算小齿轮分度圆直径d1t小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限N160n1jLh609601（283005）2.07109N2N1/4.924.14108K

6、HN10.94KHN20.98取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H10.94600MPa564MPaH20.98550MPa539MPad1t2.32 =2.32 =63.92mmN12.07109N24.14108KHN10.94KHN20.98H1564MPaH2539MPad1t63.92mm设计内容计算及说明结果2） 计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4) 计算载荷系数k5） 计算分度圆直径v=2.40m/sb=dd1t=163.92mm=63.92mm mt=2.66 mmh=2.25mt=2.252.66mm=5.99mmb/h=63.92/5.99=10.67已知工作

7、有轻振，查表10-2取KA=1.25，根据v=2.40m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=1.5；由表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KH=1.348由图1013查得KF=1.28直齿轮KH=KF=1。故载荷系数K=KAKVKHKH=1.251.511.348=2.528按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1=mm=79.78mmv=2.40m/sB=63.92mmmt=2.66 mmh=5.99mmb/hK=2.528d1=79.78mm设计内容计算及说明结果6） 计算模数（5） 按齿艮弯曲强度设计1）确定计算参数m =mm=3.32

8、 mm由式(105)得弯曲强度的设计公式为m计算载荷系数K=KA*KV*KF*KF=1.251.511.28=2.4A. 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.65；YFa2=2.19B. 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.79 C. 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.95m=3.32 mmK=2.4设计内容计算及说明结果（6） 设计计算取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）F= ，带入数据得：

9、F1=325Mpa F2=257MPaD. 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01288=0.01504 大齿轮的数值大。m=1.87mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.87并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=78.71mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=78.71/2=39.89，取Z1=40大齿轮齿数 Z2=440=160=0.01288=0.01504m1.87mmZ1=40Z2=160设计内容计算及说明结果（7） 几何尺寸计算(1) 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级（2）初选主要参数a)算分度圆直径d1=mZ=240=80 mmd2=

10、mZ1=2160=320mmb)计算中心距a=m （Z1+Z2）=2（40+200）/2= 200 mmB)计算齿轮宽度b= d1d=80取B2=80mm B1=85mm（二） 减速器外传动件设计 直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级Z1=26，u=3.27 ,Z2=Z1u=263.27=85.02 ,取 Z2=86 取d1=80 mmd2=320mma= 200 mmb=80B2=80mm B1=85mmZ1=26Z2=86 设计内容计算及说明结果(3)确定许用应力a

11、) 确定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS查图10-21得=580Mpa, =550 Mp查图10-20得=450Mpa =380Mpab）计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFNN1=60n3jLh =601441（2830010）=4.14108N2=N1/u=4.14108/2.618=1.58108查图1019得kHN1=0.95,kHN2=0.97C）计算接触许用应力 取 由许用应力接触疲劳应力公式N1=4.14108N2=1.58108设计内容计算及说明结果（4）初步计算齿轮的主要尺寸1) 试选载荷系数2） 计算小齿轮传递转矩3） 材料弹性影响系

12、数4）试算小齿轮分度圆直径d1t查图10-18得kFE1=0.95 kFE2=0.97因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1026）试算，即 dtK=1.3T1=9.55106P/n3=9.551064.99/180 =2.64105Nmm由机械设计表10-6取 ZE=189.8 dt =53.43mmT1=2.64105Nmmdt=53.43mm设计内容计算及说明结果5） 计算圆周速度6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式（1010a）得7） 计算大端模数（5） 齿根弯曲疲劳强度设计由式(1023)得 v=0.50m/s因为有轻微震动，查表10-2得K

13、A=1.25。根据v=0.50m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=0.88；取故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH=1.250.8811.2 =1.32 d1=mm=53.70mm 53.70=45.645mmm =mm=2.055 mmmv=0.50m/sK=1.32d1=53.70mmm=2.055 mm设计内容计算及说明结果1） 计算载荷系数2） 齿形系数和应力修正系数3） 计算大、小齿轮的并加以比较4）设计计算由表10-9查得KHbe=1.25 则KF=1.5 KHbe=1.875K=KAKVKFKF=1.251.0311.875=2.414为齿形系数和应力修正系数按当量齿

14、数算。其中 查表10-5 齿形系数 YFa1=2.57；YFa2=2.06应力修正系数 Ysa1=1.60；Ysa2=1.97=0.01346=0.01541大齿轮的数值大m=1.90m1.90设计内容计算及说明结果（7）、几何尺寸计算1）计算分度圆直径2) 计算锥距3)计算齿轮宽度对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数4.07并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=115.12mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=53.43/2=26.715取Z1=27大齿轮齿数 Z2=3.27x27=88.29 取Z2=89d1=mZ=227=54mmd2=mZ1=289=178

15、mmR=92.33b= RR=92.33x0.3=27.70取B2=35mm B1=30mmZ1=27Z2=89d1=54mmd2=178mmR=27.70设计内容计算及说明结果（1） 初步确定轴的最小直径（2） 求作用在齿轮上的受力（3）轴的结构设计三、轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I轴）选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为P1=5.31 KW转速为nI=720r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d 因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm而 Ft1=1760.75NFr1=Ft=640.79N1）确定轴各段直径和长度从联轴器开始右

16、起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取=42mm，根据计算转矩TC=KATI=1.370.43=91.56Nm，查标准GB/T 50141986，选用GYS6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mmd22.38Ft1=1760.75NFr1=640.79NL1=82mm设计内容计算及说明结果右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取46mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=64mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用62

17、10型轴承，其尺寸为dDB=559020，那么该段的直径为55mm，长度为L3=34mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=45mm，长度取L4= 22.5mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为86mm，分度圆直径为80mm，齿轮的宽度为86mm，则，此段的直径为D5=86mm，长度为L5=80mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm 长度取L6= 35mmL2=64mmL3=34mmL4= 22.5mmL6= 35mm设计内容计算及说明结果（4）求轴上的的载荷1）作出轴上各段受力情况及弯矩图1

18、）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =880.37N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=320.40N设计内容计算及说明结果2）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =70.361000/(0.1453)=7.72-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(

19、0.1D13)=35.41000/(0.1243)=25.61 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。设计内容计算及说明结果（1） 初步确定轴的最小直径（2） 求作用在齿轮上的受力（3） 轴的结构设计1）确定轴各段直径和长度（二）、减速器输出轴（II轴）选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI=5.12KW转速为nI=180r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=320mm而 Ft1=1654.69NFr1=Ft=602.25N从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取56mm，根据

20、计算转矩TC=KAT=1.3273.56=441.44N.m，查标准GB/T 50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=107mm,轴段长L1=104mmL1=104mm设计内容计算及说明结果右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=64mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为L3=43mm右起第四段，该段装有齿轮，并

21、且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为160mm，则第四段的直径取62mm,齿轮宽为b=62mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=70mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=83mm ,长度取L5=6mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=55mm 长度取L6= 35mmL2=64mmL3=43mmL4=70mmL5=6mmL6= 35mm设计内容计算及说明结果（4）求轴上的的载荷1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =848.93N

22、垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=308.98N作出轴上各段受力情况及弯矩图 设计内容计算及说明结果3）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =124.831000/(0.1503)=9.75-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=1061000/(0.1323)=32.35Nm-1 所以确定的尺寸是安全

23、的 。设计内容计算及说明结果四、 箱体的设计1.窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2.放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3. 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。4.

24、 启盖螺钉机盖与机座结合面上涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常设计内容计算及说明结果装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。5. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，孔位置不应该对称布置。1.调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用2.环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或

25、拆卸机盖。3.密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。设计内容计算及说明结果箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚10机盖壁厚110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b 115机座底凸缘厚度b 225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C128, 24, 20df，d1, d2至凸缘边缘距离C224, 20，16轴承旁凸台半径R112, 8凸台

26、高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 35大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 20机盖、机座肋厚m1 ,m28， 8轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2设计内容计算及说明结果(1) 输出轴与齿轮2联接用平键联接(2)输入轴和联轴器1联接采用平键连接（3）输出轴与联轴器2联接采用平键联接五、键联接的选择及校核计算轴径d3=62mm L3=65mm T=273.56Nm查手册 选用A型平键A键 1811 GB1096-2003 L=L1-b=65-18

27、=47mm根据课本（6-1）式得p=2 T/(dkL)=2271.641000/（18547） =128.43Mpa R (150Mpa)轴径d2=42mm L2=60mm T=70.43Nm查手册 选C型平键 GB1096-2003B键128 GB1096-79l=L2-b=60-12=48mm h=8mmp=2T/（dhl）=270.431000/（12848） = 120.26Mpa p (150Mpa)轴径d2=48mm L2=80mm T=70.43Nm查手册 选C型平键 GB1096-2003C键149 GB1096-79l=L2-b=80-14=66mm h=9mmp=2 T/（

28、dkl）设计内容计算及说明结果（1）输入轴的轴承设计计算2.输入轴的轴承设计计算=270.431000/（14966） = 16.93Mpa p (150Mpa)六、滚动轴承的选择及计算根据条件，按每年工作300天计算 , 轴承预计寿命 Lh=2830010=48000小时（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=602.11N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号选择6210轴承 Cr=43.2KN预期寿命足够此轴承合格（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=553.23N设计内容计算

29、及说明结果（1）类型选择（2）载荷计算（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值（3）选择轴承型号选择6211轴承 Cr=43.2KN预期寿命足够此轴承合格七、联连轴器的选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。计算转矩TC2=KAT=1.3273.56=355.628Nm，TC1=KAT=1.357.9=72.27Nm，其中KA为工况系数，KA=1.3设计内容计算及说明结果（3）型号选择根据TC2，轴径d2，轴的转速n2， 查标准GB/T 50141985，输出轴选用GYS6型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=900Nm, 许用转速n=6800

30、r/m ,故符合要求。根据TC1，轴径d1，轴的转速n1， 查标准GB/T 58431985，输入轴选用GYH7型凸缘联器，其额定转矩T=1600Nm, 许用转速n=6000r/m ,故符合要求。七、 心得与体会机械设计基础的课程设计可以说是对机械专业学生的一种非常直接、非常有效的综合考察方法。 也是机械专业基础知识学习的毕竟途径。通过这为期两周的课程设计，基本上，我又把书本教材看了一遍，而且比以前看的更加仔细了。通过理论验算，受力分析，画零件图，装配图，让我对于设计一个成品的过程，当然，不仅仅是本次设计的减速器，有了更深的了解，对机械的有关各零部件的有机结合有了深刻的认识。并且，把所学的理论

31、力学，材料力学，公差与测量技术，工程材料，CAD，等等许多机械的学科很好的综合起来。对我而言，这样的一种练习，不仅仅只是课程设计，而是对专业综合知识的强化训练。虽然，经过将近两周的努力，任务基本完成，但是整个设计还是存在很多缺陷，在设计过程中还是遇到了很多问题，如标准件的选择，装配图的绘制等等，设计内容计算及说明结果虽然是设计出来，但是我也明白，对于其中的尺寸的设计，以及查表之后的计算过程中产生的误差等都没能够很好的把握。让我更加彻底的认识到自己专业知识的不足之处。从而更加明确了自己今后要努力的方向。我一直觉得，把理论知识应用到实际当中去，这不仅比上理论课有意思，而且更能够让我们明白机械设计基础这门课程的重要性，也让我们十分清楚的知道，对于所学知识，哪些是非常重要，必须掌握的。以实践的方式去学习，我觉得是十分有意义的，而且也是值得提倡的。希望学院以后能多改变教学方式，多注重实践性的学习，把培养学生的兴趣作为教学的主要目的，在教学时尽量把理论知识通俗化，而不是学术化。多提供我们一些途径让我们把所学知识在实践中得到应用。或许，这种教学方式可以说成是科研型教学模式吧。需要CAD图纸的可以联系我：QQ：