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1、机械专业齿轮设计课程设计说明书钱计题目:带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器机械靠机械设计与制造吉业钺计有；201007029目录一、前言L作用意义32.传动方案规划3二、电机的选择及要紧性能的计算41 .电机的选择42 .传动比的确定53 .传动功率的计算6三、结构设计81 .齿轮的计算82 .轴与轴承的选择计算123 .轴的校核计算144 .键的计算175 .箱体结构设计17四、加工使用说明201 .技术要求202 .使用说明21五、结束语21参考文献22-刖己1. 作用及意义机器通常是由原动机、传动装置与工作装置构成。传动装置是用来传递原动机的运动与动力、变换其运动形式以满足工作装置
2、的需要，是机器的重要构成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量与成本。合理的传动方案除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、传动效率高与使用保护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案使用了两级传动,第一级传动为二级直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计使用的是二级直齿轮传动（说明直齿轮传动的优缺点）。说明减速器的结构特点、材料选择与应用场合。综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识与绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面熟悉
3、一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配与表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力，2. 传动方案规划原始条件：胶带运输机由电动机通过减速器减速后通过链条传动，连续单向远传输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命10年，运输带速同意误差为5%。原始数据:运输机工作拉力FKN)2400运输带工作转速W(ms)1.5卷筒直径Dlmm240二、电机的选择及要紧性能参数计算1 .电动机的选择电机类型的选择，按已知工作要求与条件选用Y系列通常用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机，电压380V电动机的选择滚筒工作所需功率为：“Fv24001.5P=3.6W10001000确定各个部分的
4、传动效率为：链条传动效率7=0.88,滚动轴承效率(一对)%=0.98,闭式齿轮传动效率=0.97,二级减速器传动效率%=0%，带入得=880.9840.972X0.96=0.733所需电动机功率为T4二蒜二WW因载荷平稳，电动机额定功率Ped大于Pd,查电动机技术数据选择电动机的额定功率为5.5kWo确定电动机的转速滚筒轴的工作转速为:60100v=119.4zmin根据书1中表2-1推荐的传动比范围，二级圆柱齿轮减速器为840,链传动比为2,总传动比V=I680,故电动机转速可选范围为n,d=i,anw=(16-80)119.4=1910.89552r/nin符合这一范围的同步转速有300
5、0min,查1中表8-169中Y系列电动机技术数据,选电动机选用3000r/nin电动机，型号为Y132Sl-2o额定功率5.5kW,转速2900in,额定转矩2.0。2 .传动比的确定总传动比为:2900119.4=24.29分配传动比：链传动传动比为2,则减速器的传动比为:= 12.15.24.29I=2取二级圆柱齿轮减速器低速级传动比i?=13；因此高速级传动比1=L3=l2.25/13=3.07低速级传动比12.253.07=3.993 .传动功率计算轴1：6=E/X%=491x0.98=4.8IZWW1=2900r/min9550 4n9550 4.812900= 15.85NM轴2
6、:P2=Pl23=4.81x0.98x0.97=4.57AWn2=nix=2900/3.07=944.6r/nin=46.20NM轴3：P3=P223=4.34%W%=n2i2=944.6/3.99=236.74r/minT3=955“175NM%轴4：P4=P32=3.74Wn4=n3z0=236.74/2=118.37r/minT3=9550-=301.7V4将以上算得的运动与动力参数列表如下:轴、参数电动机轴轴1轴2轴3工作轴4转速n(rmin)29002900944.6236.7118.4功率P(kW)4.914.814.574.433.74转矩T(Nm)15.8546.2175301
7、.7传动比i13.073.992效率0.980.950.970.844三、结构设计1.齿轮的计算（1）由2表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑,小齿轮选用40Cr（调质），硬度280HBS,大齿轮选用45钢（调质），硬度240HBS,二者材料硬度差40HBS。由2表10-4选择齿轮精度7级。取小齿轮齿数4=24,则大齿轮齿数z2=3.072473.68,z2=74（2）按齿面接触疲劳强度设计，由书2设计公式（10-9a）进行试算：D确定公式内各个计算数值试取K,=1.4,小齿轮转矩E=I.585XlO4Nmm查表10-7,选取齿宽系数d=l查2表10-6,得材料的弹性影响系数Z18
8、9.8MP5查2图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为HmL600Ma，大齿轮的接触疲劳强度极限为柿2=550MPa计算的寿命系数乙（以工作寿命10年，每年工作300天，每天8小时设计）：小齿轮应力循环系数M=60/=602900l103008=4.176109大齿轮应力循环系数N2=M=L36x1（）9由2图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数K.=0.90，=0.93，取失效概率为1%,安全系数S=I,由2式10-12得5安T=54。MPa4=T1=型产=5U5MPa2）试算齿轮分度圆直径du2.323-(-)2=34.5mm计算圆周速度：V =Ttdu% _ 4 X 3
9、4.5 X 290060100060x1000=5.24 m/s计算齿宽：=l34.5=34.5w三计算齿宽与齿高比模数：ml =dlt _ 34.5Z1 24=1.44b 34.5= 10.65齿高：h=2.25ml=2.251.44-=3.24mtnh3.24计算载荷系数：根据y=5.24ms,查2表10-8,得动载系数Kr=Ll5。查2表103得直齿轮KHa=Kr=l查表10-2得KA=1。查表10-4,7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置Kw=I.315。由齿宽与齿高比10.65及Kw=L315,查中图10-13得K,=1.40。因此载荷系数为K=KAKVKHaK如=IXLI5x1x1.
10、315=1.51按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有公式（IO-IOa）得4=4,.= 34.5 XJ坦=39.58相加V 1.4计算模数：，=S=等”65.（3）按齿根弯曲强度计算Vz匕尸式中各个计算数值查书2图10-2OC得小齿轮弯曲疲劳强度极限b田=500M为；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=38OMP4;由书图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFM=O85,KfN2=0.88;计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=L4,由2中公式10T2,-l=lFNiFE=303.57MPa,f.2=KFN2旧=238.86MPaSS计算载荷系数：K=KAKyKFaK)=IXI.12x1x1.33
11、=1.49查表取齿形系数：YFal=2.65,YFa2=2.26查表取应力校正系数：YS(I=1.58,ys2=1.74故，小齿轮%=0.01379,大齿轮=0.01646,大齿轮的值大+bJ2l.492.553l()4”故mnJ；X0.01646=1.296mmnV242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小要紧取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.296,并圆整为标准值1.5mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=39.58mm算出小齿轮齿数：439
12、.58ZI=-L=26,m1.5大齿轮齿数:z2=z1Z1=263.07=81(4)几何尺寸计算4=z1w1=261.5=39nnd2-z2tn=811.5=121.5run4+刈39+121.5Sa=-=80卯7722齿宽：b-j1=139=39w因此取小齿轮齿宽：B1=49tn大齿轮齿宽：星=44/m齿轮3与齿轮4的确定：同理，通过计算，取齿轮3的齿数为Z3=27,齿轮4的齿数为%=107,模数为m2=2计算几何尺寸：4=z3m2=272=54mmd4=Z4W2=1072=214Z机3二必牝=134机机齿宽：b=jJ3=154=54?加因此取小齿轮齿宽：B3=62wn,大齿轮齿宽：B4=5
13、1run仑参数第一对齿轮第二对齿轮齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数Z268127107模数m(mm)1.51.522分度圆直径39121.554214d(mm)齿宽b(mm)49446257传动比i3.073.99中心距a(mm)801342.轴与轴承的选择与计算输出轴即轴3的设计计算(1)初步确定轴的最小直径:已知6=4.34kw=236.74rmin,Tx=175Nm选用材料为45钢，经调质处理，根据查2表15-3,取Ao=I25,查2表15-1得对称循环弯曲许用应力jJ=59M,按扭转强度计算,初步计算轴径4nm)J-=125x=32.96mmmnV236.74考虑键槽的影响，增大3%,则J
14、min=32.96(1+0.03)=33.95三轴最小直径输出直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有标准系列，故轴最小直径处须与联轴器的孔径想习惯，因此，取轴的最小直径为&=35,即确定轴各段的直径与长度4:&=35/W?1.i:根据联轴器的长度，取L=80沏Z4:半联轴器需要定位，故需设计一定位轴肩，轴肩高度=(0.070.1)4=(0.070.1)X35=20453.5,因此取h=3.5mm则d2=35+7=42nn1.2：根据外伸长度确定为60mm4：这段与轴承配合，初选轴承内径为Q=45如%,初定为62091.3:根据轴承宽度b=19mm,因此L3=20mmd4：有轴承的安装尺寸确定，取4
15、=52僧九1.4:根据装配草图大齿轮与轴承在箱体内位置取乙=665丽4：安装轴承，使用套筒给齿轮定位，4=45加1.1:根据装配草图，确定匕=42.5加以：这段安装齿轮，取4=50加？1.6:根据齿轮宽度，取4=65-3=62三=604：这段为轴环的直径，用来定位齿轮，故需要设计定位轴肩,L5Z轴环长度，按L1.52z确定，因此这里取4=丽142.566. 5343图2轴承的选择对轴进行受力分析，轴承上受到的力为FF2,如图3Fhx = 4654N尸，2 =2346NFV =1694NFv2 =854NFr=Etana=2548N求支反力垂直方向：FHI+Ffn=F1%182-66=0水平方向
16、：fV+fV2=Fr=0.182-k61=0=因此轴承上受到的力为：FI=IMl+F，=1897N,入=倔3有=522ON轴承只受到径向力，没有轴向力，计算当量动载荷P,根据中公式138P=fp(XFr+YFl)取力,=1.2,X=1,则P=1.249522=59427N根据书2公式13-6,求轴承应有的基本额定动载荷值C=尸而L59427x严产=35892N查机械设计手册选择C=52800n的6309轴承。同理，对另外两对轴承进行计算选择，得：,深沟球参数.第一对型号6305内径(mm)25额定动载荷Cr(KN)22.2第二对第三对64056309254538.352.83.轴的校核及计算考
17、虑到箱体的结构，对齿轮与轴进行修正。(1)齿轮修改模数，第一对齿轮取叫=2.5,第二对齿轮模数取3则参数第一对齿轮第二对齿轮齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数Z268127107模数m(mm)2.52.533分度圆直径d(mm)65202.581321齿宽b(mm)44507872r111d.cl-y65+202.51_.H4心i:a,=-=134znw,224+481+321a.=-=20mm222(2)根据齿轮，修改输出轴3各段尺寸如图4：同理计算，可等输入轴，与中间轴的各段尺寸:输入轴1：图5中间轴2：对输入轴1进行校核计算：图6直齿圆柱齿轮传动，将受到的法向载荷分解为圆周力E与径向力工，受力
18、如图所示，得27； _ 2 x 2553032二 1596 NFr = tana = 1596 X 0.364 = 581TV垂直方向：V + V2 = K2212-155 = 0Fv =429NFv2=67N垂直方向最大弯矩MV =7,l 155 =66495 /Vz弯矩图如图所示水平方向：FHI + Ffn = K得Fh2 212-Fr 155 = 0Ffn=I56N.425N水平方向最大弯矩Mn = FHl 155 = 24180 N nnFh1%Mh施 mTnrnTTWiM合成弯矩:M = JMJ+“J = 70755N mm 如图所示扭矩：T = 25530Nmm按照第三强度理论:4
19、.键的计算因此满足使用要求。输出轴3安装齿轮的键，材料为45钢，静载荷时J=120150MP,根据安装齿轮段轴的直径，选择普通平键14X56载荷载键上工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件4T103dhl得:4175 10350942=37MPa b2b=L5b=B5;仇=1.5J1=13.5也=2.56=22.5地脚螺栓直径及数目df、na200,df=0.047。+8;4Jz=20二6轴承旁联接螺栓直径d0.75百16箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)iz10轴承端盖螺钉直径4轴承外圈直D70100110140d1012螺钉数目46检查孔盖螺钉直径双级减速器=6%、4、4至箱外壁距
20、离dr4至凸缘边缘机Cl、c2!离螺栓直径MlOM16M20Gmin162226min142024轴承座外径D2O+(55.5)4021D22023130150185轴承旁联接螺栓S通常取距离轴承旁凸台半径C2轴承旁凸台高度h由结构决定，可取38mm箱外壁至轴承座端面距离LIG+o+(58)50箱盖、箱座肋厚W1、m10.85pw0.853mx=8m=8大齿轮顶圆与箱内壁间距离.1.2K10齿轮端面与箱内壁距离2102)减速器附件的结构设计(1)检查孔与视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于
21、检查操作。视孔盖用铸铁制成，它与箱体之间加密封垫。(2)放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其邻近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其邻近形成凹坑，以便于油污的汇合与排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。(3)油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳固之处。(4)通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。(5)起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。(7)
22、定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。四.加工使用说明1 .技术要求 .装配之前，所有零件均用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，未加工表面涂灰色油漆，内表面涂红色耐油油漆； .啮合间隙用铅丝检查，侧隙值应不小于0.10mm；用涂色法检查齿面接触斑点，按齿高不得小于55%,按齿长不得小于50%；安装轴承时严禁用榔头直接敲击轴承内、外圈，轴承装配后应紧贴在轴肩或者套筒端面上；调整、固定轴承，应使各轴上轴承留有0.05到0.1Omm的轴向游隙;减速器注入90号工业齿轮油(SY1172-80)至规定高度；装配时应在盖、座接合处用密封胶或者水玻璃粘合，不同意使用
23、任何填料；按JBl130-70的规定进行负荷实验，实验时油池温升不得超过35度，轴承温升不得超过40度，密封处不得有漏油现象。2 .使用说明润滑方式、润滑油牌号的选择，由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径相差不大，且它们的速度都不大，因此齿轮传动可使用浸油润滑，选用90号工业齿轮油(SY1172-80)o输入轴与输出轴处用毡圈密封。密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不同意漏油。剖分面同意涂以密封胶或者水玻璃，不同意使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。拆装与调整的说明在安装调整滚动轴承时，务必保证一定的轴向游隙，由于游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为40
24、70mm0在安装齿轮或者蜗杆蜗轮后，务必保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙与接触斑点是由传动精度确定的，当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，能够对齿面进行刮研、跑合或者调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。结束语通过设计，该二级圆柱齿轮减速器具有下列特点及优点：1)能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳固的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1：9.73的总传动比。2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮使用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节约材料，降低了加工的成本。3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮
25、相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳固性。4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，能够增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。5）加工工艺性能好设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度与生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，能够完全满足设计的要求。6）个人体会这次关于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器的课程设计是真正理论联系实际、深入熟悉设计概念与设计过程的实践考验，关于提高我们机械设计的综合素养大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的熟悉与认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.参考文献IU陈秀宁，施高义.机械设计课程设计（2版）M.杭州：浙江大学出版社,2004.12濮良贵，纪名刚.机械设计（8版）.M.北京：高等教育出版社，2006.13蒋寿伟.现代机械工程图学（2版）.M.北京：高等教育出版社,2006.14|陆玉、冯立艳.机械设计课程设计.（4版）M.北京：机械工业出版社,2007.15刘鸿义.材料力学（1）（4版）.M.北京：高等教育出版社,2004.161张展.机械设计通用手册.北京：机械工业出版社，2008.
