【精品】机械设计课程设计二级圆柱齿轮设计说明书2

机械设计课程设计说明书
设计题目: 胶带输送机的传送装置
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目录
一、设计任务书 (1)
二、联连轴器的选择 (3)
三、传动方案的拟定及说明 (3)
四、电动机的选择 (4)
五、计算传动装置的运动和动力参数 (7)
六、传动件的设计计算 (8)
七、轴的设计计算 (16)
八、滚动轴承的选择及计算 (20)
九、键联接的选择及校核计算 (23)
十、箱体的设计 (23)
十一、减速器附件的选择 (25)
十二、润滑与密封 (25)
十三、设计小结 (26)
十四、参考资料目录 (27)
一、机械设计课程设计任务书
题目: 设计胶带运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器
1.1总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—滚轮；6—联
轴器
1.2工作条件:
工作年限（年）: 15
工作制度（班/日）: 1
工作环境: 灰尘较少
载荷性质: 轻微冲击
生产批量: 单件
1.3技术数据:
滚筒圆周力F（N）: 14000
运输带速度V（m/s）: 0.28
滚筒的直径D（mm）: 500
带速允许偏差（％）: 3—5
1） 1.4设计内容:
2）电动机的选择与运动参数计算；
3）直齿圆柱齿轮传动设计计算
4）轴的设计
5）滚动轴承的选择
6）键和连轴器的选择与校核；
7）装配图、零件图的绘制
8）设计计算说明书的编写
1.5设计任务:
1）减速器总装配图、箱体图各一张
2）齿轮、轴零件图各一张
3）设计说明书一份
1.6设计进度:
1）第一阶段: 总体计算和传动件参数计算
2）第二阶段: 轴与轴系零件的设计
3）第三阶段: 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4）第四阶段: 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
二、联轴器的设计
先初步估计轴的最小直径, 轴选用45钢, 取C=112.由轴的设计公式得
:
111219.154d mm ≥==；
211232.3d mm ≥==；
311248.8d mm ≥==。

由于在轴1和轴3的最输入和输出端开键槽, 连接联轴器,
故轴1最小直径取22mm, 轴3的最小直径取50mm 。

联轴器1:
因为滚筒的载荷变化不大,选弹性套注销联轴器。

1.联轴器的计算转矩 。

由工作要求, 查表后取K=1.5。

则计算转矩 1.547.76571.6475e T KT N m ==⨯=•
2.由联轴器的计算与轴的计算选用G ⅡCL2的联轴器。

采用其许用最大扭矩为630N ·m, 许用最高转速为4000r/min, 轴孔直径取22mm, 轴孔长度 =38mm 。

联轴器2:
因为滚筒的载荷变化不大,选用缓冲性能较好,同时具有可移性的弹性柱销联轴器。

1.联轴器的计算转矩 。

由工作要求, 查表后取K=1.5。

则计算转矩 1.5790.781186.2e T KT N m ==⨯=⋅
2.由联轴器的计算与轴的计算选用HL4的联轴器, 其许用最大扭矩1250N ·m, 许用最高转速[n]= 2800 r/min, 轴孔直径取50mm, 轴孔长度 =84 mm 。

三、传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为: 展开式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：结构简单, 但齿轮相对于轴承的位置不对称, 因此要求轴又较大的刚度。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端, 这样轴在转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的变形可部分地互相抵消, 以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

用于载荷比较平稳的场合。

高速级一般做成斜齿, 低速级可做成直齿。

四、电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是: 载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择
1）工作机所需功率Pw
Pw＝FV/1000＝14000×0.28/1000＝3.92ｋＷ
2）电动机的输出功率
P
d
＝Pw/η
3）传动装置的总效率
η＝η
１２η
２
４η
３
２η
４
η
５
按表1—2（《机械设计指导》P9）确定各部分效率为: 弹性联轴器效率η１=0.99滚动轴承传动效率（一对）η２=0.99闭式圆柱齿轮传动效率η３=0.97开式圆柱齿轮传动效率η４=0.95卷筒轴滑动轴承效率η５=0.96, 代入得η＝0.992×0.994×0.972×0.95×0.96=0.808
P
d
＝3.36/0.808＝4.85kW
3．电动机转速的选择
n d ＝（i
1
·i
2
…i
n
）n
w
初选为同步转速为1000r/min的电动机。

4. 电动机型号的确定
输送机卷筒的转速为
n
w
=60×1000V/∏D=60×1000×0.28/（3.14×500）=10.7（r/min）
通常, 单级圆柱齿轮传动i1=3～6, 两级圆柱齿轮减速器i2=8～60, 故电动机转速的范围为
...nd’=i’.nw=(3×8～6×60.×10.7=259.6～3852（r/min）
由表１４－1（《机械设计指导》P237）查出电动机型号为Y132M２-6,其额定功率为5.5kW, 满载转速960r/min。

基本符合题目所需的要求。

五、计算传动装置的运动和动力参数
一）、传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i＝nm/nw
nw＝10.7r/min
i＝89.72
2．合理分配各级传动比
表1—2（《机械设计指导》P10）选单级直齿轮传动比i01=5,
则减速箱的传动比为i
12=i
总
/ i
01
=17.94
由于减速箱是展开式布置, 所以i1≈1.4i2。

因为i＝17.94, 取i1=5.01, i2=3.581
速度偏差为0.5%<5%, 所以可行。

二）、计算传动装置的运动参数和动力参数
0轴——电动机轴
P 0=P
d
=4.85 kW
n 0=n
m
=960 r/min
T 0=9550 P
/n
=48.25 N·m
1轴——高速轴
P 1=P
×η
=4.85×0.99=4.8015kW
n 1=n
=960 r/min
T 1=9550 P
1
/n
1
=47.765 N·m
2轴——中间轴
P 2=P
1
×η
2
×η
3
=4.85×0.99×0.97=4.61kW
n 2=n
1
/i
1
=960/5.01=191.62 r/min
T 2=9550 P
2
/n
2
=229.8N·m
3轴——低速轴
P 3=P
2
×η
2
×η
3
=4.61×0.99×0.97=4.43kW
n 3=n
2
/i
2
=191.2/3.581=53.5 r/min
T 3=9550 P
3
/n
3
=790.776 N·m
4轴
P 4=P
3
×η
1
×η
2
=4.43×0.99×0.99=4.342kW
n 4=n
3
=53.5 r/min
T 4=9550 P
4
/n
4
=775.04 N·m
5轴——滚筒轴
P 5=P
4
×η
2
×η
4
=4.343×0.99×0.95=4.084kW
n 5=n
w
=10.7 r/min
T 5=9550 P
5
/n
5
=3645.06N·m
六、传动件设计计算
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
1.按图所示的传动方案, 选用直齿圆柱齿轮传动。

2.运输机为一般工作机器, 速度不高, 故选用7级精度。

3.材料选择。

查表10-1(《机械设计》P191)选择小齿轮材料40Cr 钢, 调质处理, 硬度为241~286HBS, 取硬度为280 HBS ；大齿轮材料45钢, 调质处理, 硬度为190~240 HBS, 取硬度为240HBS ；二者硬度差为40 HBS 。

4.选小齿轮齿数z 1=20,大齿轮的齿数z 2=20×
5.01=100.2,取z 2=100。

2．按齿面接触强度设计
1）由设计计算公式（10—9a ）(《机械设计》P203)进行试算, 即 2）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数t K =1.5.
2）小齿轮的转矩1T =47765N.mm 。

3）由表10-7(《机械设计》P205), 软齿面齿轮, 两支撑相对于小齿轮做非对称安装, 取齿宽系数 =1.0。

4）由表10-6(《机械设计》P201)查的材料的弹性影响系数E Z =189.82
1MPa .
5）由图10-21d(《机械设计》P209)按齿面硬度查取小齿轮的接触疲劳极限应力 = 600Mpa, 大齿轮的接触疲劳极限应力 =550Mpa 6）由式10-13(《机械设计》P206)计算应力循环次数。

1N =602n гh t =60×960×1×（8×300×15）=2.074×9
10
2N =1N /1i =2.07×9
10
/5.01=0.4139×910
7) 由图10-19(《机械设计》P207)取接触疲劳强度寿命系数 :
=0.88, =0.91,
8) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%, 安全系数 =1,由式（10-12）得
[]1H σ= lim 1
1HN K S σ=0.88×600=528Mpa
[]lim 2
22H HN K S
σσ=
=0.91×550=500.5Mpa
（1） 计算 1)1t
d ≥
=32
01.501
.61477655.15.5008.18932.2⨯⨯⨯
⎪⎭
⎫ ⎝⎛ =53.64mm
2)计算圆周速度V
153.64960 2.696601000601000dwn V ππ⨯⨯===⨯⨯ m/s
3）计算齿宽b 153.64d t b d mm =Φ=
4）计算齿宽与齿高之比/b h
模数t m =11
t
d z =53.64/20=2.682mm
齿高h =2.25t m =6.0345mm /b h =8.89
5)计算载荷系数 根据v=2.969m/s, 7级精度, 由图10-8(《机械设计》P194)试取动载系数 =1.11。

直齿轮, = =1。

查表10-2(《机械设计》P193)得使用系数A k =1.25。

由表10-4(《机械设计》P196), 按齿轮在两轴承中间非对称布置, 取 =1.423。

6） 由 =8.89, =1.423查图10-13(《机械设计》P198)得 =1.3；故载荷系数K= =1.25×1.11×1×1.423=1.974
按实际的载荷系数校正所算得到分度圆直径, 由式（10-10a
）得 11d d ==35
.1974.164.53⨯=58.78mm 7）计算模数m
m =
mm z d 939.220
78.5811== 圆整取m=3mm 。

1d =m 1z =3⨯20=60mm 2d =m 2z =3⨯100=300mm
8）计算齿轮宽度
mm d b 606011=⨯==δϕ 取2B =60mm , 1B =65mm
9）按计算结果校核前面的假设是否正确:
i ′=2d /1d =300/60=5
(i ′-i )/i =-0.002 <1%
所以齿轮疲劳接触强度安全
2. 按齿根弯曲疲劳强度校核
1)计算公式按式10-4(《机械设计》P200)
F σ=11
2[]Fa Sa
F kT
Y Y bd m
σ≤
2)查取齿形系数
由表10-5(《机械设计》P200)得, 小齿轮齿形系数 =2.18, 大齿轮齿形系数 =2.80。

3）查取应力校正系数
小齿轮应力修正系数 =1.79, 大齿轮应力修正系数 =1.55。

4）弯曲疲劳许用应力
F ][σ
F ][σ=lim F N S ST
F
Y Y Y
S σ
5）按图10-20c(《机械设计》P208), 查取小齿轮的弯曲疲劳极限应力 =500Mpa, 大齿轮的弯曲疲劳极限应力 =380Mpa 。

6）由表计算弯曲强度计算的寿命系数 =0.88, =0.82 7）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳强度安全系数F s
=1.4
1115000.82
[]292.861.4FE N F F K Mpa Mpa S σσ⨯=
== 同理的 2[]F σ=238.86Mpa
比较 , 和 的大小的到 < ,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度
2[]F σ=
1
2212Fa Sa KT Y Y bd m
=75.78Mpa<2[]F σ=238.86Mpa,弯曲疲劳强度足够。

3．几何尺寸计算
1）计算大、小齿轮的分度圆直径
1d =m 1z =3⨯20=60mm 2d =m 2z =3⨯100=300mm
2）计算中心距
a=1802
21=+d d mm 3）计算齿轮宽度
mm d b 606011=⨯==δϕ
取2B =60mm, 1B =65mm
（二）低速级齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
1.按图所示的传动方案, 选用直齿圆柱齿轮传动。

2.运输机为一般工作机器, 速度不高, 故选用7级精度。

3.材料选择。

查表10-1(《机械设计》P191)选择小齿轮材料40Cr 钢, 调质处理, 硬度为241~286HBS, 取硬度为280 HBS ；大齿轮材料45钢, 调质处理, 硬度为190~240 HBS, 取硬度为240HBS ；二者硬度差为40 HBS 。

4.选小齿轮齿数z 1=27,大齿轮的齿数z 2=27×3.581=96.687,取z 2=97。

4．按齿面接触强度设计
1）由设计计算公式（10—9a ）(《机械设计》P203)进行试算, 即
2）确定公式内的各计算数值
7）试选载荷系数t K =1.5.
8）小齿轮的转矩1T =227300N.mm 。

9）由表10-7(《机械设计》P205), 软齿面齿轮, 两支撑相对于小齿轮做非对称安装, 取齿宽系数 =1。

10） 由表10-6(《机械设计》P201)查的材料的弹性影响系数E Z =189.821MPa .
11） 由图10-21d(《机械设计》P209)按齿面硬度查取小齿轮的接触疲劳极限应力 = 600Mpa, 大齿轮的接触疲劳极限应力 =550Mpa
12） 由式10-13(《机械设计》P206)计算应力循环次数。

1N =602n гh t =60×191.2×1×（8×300×15）=4.139×810
2N =1N /1i =1.156×810
7) 由图10-19(《机械设计》P207)取接触疲劳强度寿命系数 :
=0.91, =0.93,
8) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%, 安全系数 =1,由式（10-12）得
[]1H σ= lim 11HN K S σ=0.91×600=546Mpa
[]lim 222H HN K S
σσ==0.93×550=558Mpa （2） 计算
1)1t d ≥
=2
35468.189581.3581.412273005.132.2⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯ =86.98mm
2)计算圆周速度V
s m n d v t /873.01000
602.19198.8614.31000602
1=⨯⨯⨯=⨯=π 3）计算齿宽b
mm d b t d 98.8698.8611=⨯==ϕ
4）计算齿宽与齿高之比/b h
模数t m =11
t d z =86.98/27=3.22148mm 齿高h =2.25t m =7.248mm
/b h =12.01
5)计算载荷系数
根据v=0.873m/s, 7级精度, 由图10-8(《机械设计》P194)试取动载系
数 =1.05。

直齿轮, = =1。

查表10-2(《机械设计》P193)得使用系数A k =1.25。

由表10-4(《机械设计》P196), 按齿轮在两轴承中间非对称布置, 取 =1.434。

8） 由 =12.01, =1.434查图10-13(《机械设计》P198)得 =1.35；故载荷系数K= =1.25×1.05×1×1.4434=1.882
按实际的载荷系数校正所算得到分度圆直径, 由式（10-10a ）得
11d d ==35
.1882.198.86⨯=93.81mm 9）计算模数m
m =mm z d 47.327
81.9311== 圆整取m=4mm 。

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。

1d =m 1z =4⨯27=108mm
2d =m 2z =4⨯97=388mm
变位前中心距a=2482
21=+d d mm 应中心距有标准, 前一中心距取的是180mm, 则该对齿轮的中心距应该取250mm.
因为中心距引起的转速误差为2/250=0.8%<1%, 故无需采用高度变位齿轮。

8）计算齿轮宽度
mm d b 10810811=⨯==δϕ
取2B =108 , 1B =113
9）按计算结果校核前面的假设是否正确:
i ′=2d ′/1d ′=388/108=3.59
(i ′-i )/i =0.0032<1%
所以齿轮疲劳接触强度安全
3. 按齿根弯曲疲劳强度校核
1)计算公式按式10-4(《机械设计》P200)
F σ=1
12[]Fa Sa F kT Y Y bd m σ≤
2)查取齿形系数
由表10-5(《机械设计》P200)得, 小齿轮齿形系数 =2.57, 大齿轮齿形系数 =2.194。

3）查取应力校正系数
小齿轮应力修正系数 =1.60, 大齿轮应力修正系数 =1.783。

4）弯曲疲劳许用应力F ][σ
F ][σ=lim F N S ST
F Y Y Y S σ 5）按图10-20c(《机械设计》P208), 查取小齿轮的弯曲疲劳极限应力 =500Mpa, 大齿轮的弯曲疲劳极限应力 =380Mpa 。

6）由表计算弯曲强度计算的寿命系数
=0.88, =0.9
7）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳强度安全系数F s =1.4
1115000.88[]314.31.4
FE N F F K Mpa Mpa S σσ⨯=== 同理的 2[]F σ=244.3Mpa
比较 , 和 的大小的到 < ,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度
2[]F σ=12212Fa Sa KT Y Y bd m
=77.54Mpa<2[]F σ=244.3Mpa,弯曲疲劳强度足够。

5．几何尺寸计算
1）结构设计
以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm, 而又小于500mm, 故以选用腹。