机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计

机械设计 课程设计(论文)

题 目: 带式运输机传动装置的设计

学生姓名 专 业_ 农业机械化及其自动化 学 号_ 222010322210055 班 级_ 2010 级 1 班 指导教师 李华英 成 绩_

工程技术学院

2013年 1月10日

目 录

1 前言………………………………………………………………………………… 2 传动装置的总体设计……………………………………………………………… 2.1比较和选择传动方案…………………………………………………………… 2.2选择电动机……………………………………………………………………… 2.3 计算总传动比和分配各级传动比…………………………………………… 2.4 计算传动装置运动和动力参数………………………………………………… 3 传动零件的设计计算……………………………………………………………… 3.1 第一级齿轮传动设计计算……………………………………………………… 3.2 第二级齿轮传动设计计算……………………………………………………… 4 画装配草图………………………………………………………………………… 4.1 初估轴径及初选联轴器………………………………………………………… 4.2 初选联轴器……………………………………………………………………… 4.3 箱体尺寸计算…………………………………………………………………… 4.4 箱体内壁尺寸确定……………………………………………………………… 4.5 轴尺寸的确定…………………………………………………………………… 5 轴的校核计算……………………………………………………………………… 5.1 高速轴受力分析………………………………………………………………… 5.2 中速轴校核计算………………………………………………………………… 5.3 低速轴校核计算………………………………………………………………… 6 轴承验算………………………………………………………………………… 6.1 高速轴轴承验算………………………………………………………………… 6.2 中速轴轴承验算………………………………………………………………… 6.3 低速轴轴承验算………………………………………………………………… 7 键联接的选择和计算……………………………………………………………… 7.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算………………………………………… 7.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算………………………………………… 7.3 低速轴与齿轮键联接的选择和计算…………………………………………… 7.4 低速轴与联轴器键联接的选择和计算…………………………………………

8 齿轮和轴承润滑方法的确定……………………………………………………… 8.1 齿轮润滑方法的确定…………………………………………………………… 8.2 轴承润滑方法的确定…………………………………………………………… 9 密封装置的选择…………………………………………………………………… 10 结论……………………………………………………………………………… 参考文献……………………………………………………………………………… 致谢……………………………………………………………………………………

带式运输机传动装置设计

1 引言

机械设计课程在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、 结构及工艺设计等内容有机地结合，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。

本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。高速级采用斜齿轮传动，低速级采用直齿轮传动。圆柱齿轮传动减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速的比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。

本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能。

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设计内容2 传动装置的总体 设计 2.1 比较和选择传 动方案

计算及说明根据已知条件计算出减速器的数据

结果

二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工 作，使用维护方便，但结构尺寸较大。因为根据结构、 性能和经济性不同，要根据工作条件要求确定较好的传 动方案。

2.1.1 传动方案的 特点

特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、 维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向 尺寸较大，机器不紧凑

。但齿轮的位置不对称，高速级 齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生 的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵 消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。

2.1.2 画 传 动系统 结构简图

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2.2 选择电动机

2.2.1 计 算 总效率 总效率 :由机械设计课程设计手册查得：η 1(联轴器 1)=0.99,η 2(轴承 1)=0.99, 3 (齿轮 1)=0.96, η 4(轴承 2)=0.99,η 5(齿轮 2)=0.96; 6 (轴承 3) =0.99, 7 (联轴器 2)=0.99

= 1 2 3 4 5 6 7 =0.99×0.99×0.96×0.99×0.96×0.99×0.99=0.876 卷筒的效率 w 0.96

=0.876

η 工作机所需功率 kW:Pw Fv / 1000 w =2.87kW电动机功率：额定功率>=工作要求的功率

Pd Pw =2.87/0.876=3.28kW对 Y 系列电动机，多选用同步转速为 1500r/min 或 1000r/min。 根据表 12-1 选取电机型号为 Y112M-4 转速：电动机可选转速范围： n (i1i2i3 ...in )nw电机型号： Y112M-4

nw 为工作机鼓轮转速，r/min, nw =60×1000v/ D

52.522.4 计算传动装置 运动和动力参数 计算总传动比和分 总传动比: i nm / nw 配各级传动比 多级传动比: i i1i2 ...in 分配各级传动比： 1)各级传动比应尽量在推荐范围内选取； 2)应使传动装置结构紧凑、重量轻；-5-

nm -电动机满载转速

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3)各传动件尺寸协调，避免干涉。 展开式二级圆柱齿轮减速器： i1 1.3 ~ 1.5 i2i = i1i2 =27.42

n1 =1440r/min

取 i1 =1.3 i2

n2 =241.21r/min

(1)各轴转速

n1 nm

n2 n1 / i1 nm / i1

n3 =52.52r/minP1 =3.25kW

n3 n2 / i2 nm / i1i2 (2)各轴功率

P2 =3.09kW

P1 Pd 1(3)各轴转矩

P2 P1 2 3

P3 P2 4 5

P3 =2.93kWT1 =21.55Nm

T1 9550P1 / n1

T2 9550P2 / n2 T1i1 2 3

T2 =122.34Nm

2 T3 9550P 3 / n3 T1i1i2 2 3 4

T3 =532.78Nm

3 传动零件的设计 计算 3.1 第一级齿轮传 动设计计算 材料选择和热处理 方法由表选择小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度喂 80HBS,大齿轮材 料为 45 钢(调质后表面淬火)硬度为 240HBS,二者材料硬度 差为 40HBS。 选小齿轮齿数 z1 =21,大齿轮齿数 z2 =125.37,取 z2 =126. 1. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式(10-9a)进行试算，即 选用 7 级精度

d1t 2.323

KT1 u 1 z E 2 ( ) d u H

(1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 Kt =1.3。 2) 计算小齿轮传递的扭矩。 T1 =2.155×10 Nmm 3) 选取齿宽系数 d =1 4) 由表查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8MPa 21

4

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5) 由 图 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触

疲 劳 强 度 极 限

H lim1 =600MPa ; 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 H lim2 =550MPa。6) 由式 10-13 计算应力循环次数。9 (2×8×365×8) =4.037×10 N1 60n1 jLh =60×1440×1×

N 2 =4.037×10 9 /5.97=0.676×10 97) 由图取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.90; K HN 2 =0.95. 8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式 10-12 得

K HN 1 =0.90

K HN 2 =0.95

H 1 = K HN 1 lim1 =0.9×600MPa=540MPa H 2 = K HN 2 lim2 =0.95×550MPa=522.5MPaS2.计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d t1 ,带入 H 中较小的值。

S

d1t 2.323

KT1 u 1 z E 2 ( ) d u H 1.3 2.155×104 6.97 189.8 mm=37.773mm 1 5.97 522.5 2

d1t =37.773mm

=2.32 3

2)计算圆周速度 v。 v=

d1t n160 1000

=

37 .773 144060 1000

m/s=2.85m/s

v=2.85m/s

3)计算齿宽 b。 b= d d1t =1×37.773mm=37.773mm 4)计算齿宽与吃高之比 b=37.773mm

b 。 h b =9.331 h

模数

mt =

d1t =37.773/21mm=1.799mm z1

齿高

h=2.25 mt =2.25×3.128mm=7.038

5)计算载荷系数。 根据 v=2.85m/s,7 级精度，由图查得动载系数 K v =1.15; 直齿轮， K H = K F =1;

K v =1.15 K H = K F =1-7-

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由表查得使用系数 K A =1; 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置 时， K H =1.423。 由

K =1.636

b =9.334, K H =1.423。查图得 K F 1.33; h

故动载系数 K = K A K v K H K H =1×1.15×1×1.423=1.636 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

d1 = d1t 37)计算模数 m。 m= d1 / z1 =

K 1.636 =37.773× 3 =40.781mm Kt 1.3

d1 =40.781mm

40.781 mm=1.942mm 21

m=1.942mm

3. 按齿根弯曲强度设计 由式的弯曲强度的设计公式为 m 3

2 KT1 YFaYSa ( ) d z12 F

(1) 确定公式内的各计算数值 1)由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 =500MPa;大齿轮 的弯曲强度极限 FE 2 =380MPa; 2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.85, K FN 2 =0.88; 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式(10-12)得

F 1 = K FN1 FE1 = 0.85 500 MPa=303.57MPa F 2 = K FN 2 FE 2S4)计算载荷系数 K。

S

1 .4 0.88 380 = MPa=238.86MPa 1 .4

F 1 =303.57MPa F 2 =238.86MPaK =1.53

K K A Kv KF KF =1 1.15 1 1.33=1.535)查取齿形系数。

YFa1 =2.766)查取应力校正系数。

YFa2 =2.14

YSa1 =1.56

YSa 2 =1.83

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7)计算大、小齿轮的

YFaYSa

F

并加以比较。

YFa1YSa1

F 1

=

2.76 1.56 =0.01418 303 .57

YFa 2YSa 2 2.14 1.83 = =0.01640 238 .86 F 2大齿轮的数值大 (2)设计计算

m

3

2

1.53 2.155 104 0.01640 =1.35 mm 1 212

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 的大小主要取决于 m=1.5mm 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 1.35 并就近圆整为标准值 m=1.5mm,按接触强 度算得的分度圆直径 d1 =40.781mm,算出小齿轮齿数

d 40.781 z1 = 1 = 27 m 1.5大齿轮齿数 z2 =5.97 47=161.19,取 z2 =161。 4.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径

z1 =27

z2 =161

d1 z1m =27 1.5=40.5mm d 2 z2 m =161 1.5=241.5mm(2) 计算中心距 a (3) 计算齿轮宽度

d1 d 2 40.5 241.5 =141mm 2 2

b d d1 =1 40.5mm=40.5mm取 B2 =40.5mm, B1 =45.5mm。

B2 =40.5mm

B1 =45.5mm3.2 第二级齿轮传 动设计计算

选小齿轮齿数 z1 =24,大齿轮齿数 z2 =110.16,取 z2 =111。 1. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式(10-9a)进行试算，即

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d1t 2.323

KT2 u 1 z E 2 ( ) d u H

(4) 确定公式内的各计算数值 9) 10) 11) 12) 13) 试选载荷系数 Kt =1.3。 计算小齿轮传递的扭矩。 T2 =1.2234×10 Nmm 选取齿宽系数 d =1 由表查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8MPa 2 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1

5

H lim1 =600MPa ; 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 H lim2 =550MPa。14) 由式 10-13 计算应力循环次数。

N1 60n2 jLh =60×241.21×1×(2×8×365×8)=6.762×108

N 2 =6.762×10 8 /4.59=1.473×10 815) 由图取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.96; K HN 2 =1.0。

K HN 1 =0.96

16) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式 10-12 得

K HN 2 =1.0

H 1 = K HN 1 lim1 =0.96×600MPa=576MPa H 2 = K HN 2 lim2 =1.0×550MPa=550MPaS2.计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d t1 ,带入 H 中较小的值。

S

H 1 =576MPa H 2 =550MPa

d1t 2.323

KT2 u 1 z E 2 ( ) d u H 1.3 1.2234×105 5.59 189.8 mm=66.041mm 1 4.59 550 2

d1t =66.041mm

=2.32 3

2)计算圆周速度 v。 v=

d1t n260 1000

=

66 .041 241 .2160 1000

m/s=0.834m/s

v=0.834m/s

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3)计算齿宽 b。 b= d d1t =1×66.041mm=66.041mm 4)计算齿宽与吃高之比

b=66.041mm

b 。 h

模数

mt =

d1t =66.041/24mm=2.752mm z1

b =10.67 h

齿高

h=2.25 mt =2.25×2.752mm=6.192

5)计算载荷系数。 根据 v=0.802m/s,7 级精度，由图查得动载系数 K v =1.05;

K v =1.05 K H = K F =1

直齿轮， K H = K F =1; 由表查得使

用系数 K A =1; 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置 时， K H =1.423。 由

K H =1.423

b =10.67, K H =1.423。查图得 K F 1.35; h

K F 1.35K =1.494

故动载系数 K = K A K v K H K H =1×1.05×1×1.423=1.494 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

d1 = d1t 37)计算模数 m。 m= d1 / z1 =

K 1.494 =66.041× 3 =69.175mm Kt 1.3

d3 =69.175mmm=2.88mm

66.432 mm=2.88mm 24

3. 按齿根弯曲强度设计 由式的弯曲强度的设计公式为 m 3

2 KT2 YFaYSa ( ) d z12 F

(1) 确定公式内的各计算数值 1)由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 =500MPa;大齿轮 的弯曲强度极限 FE 2 =380MPa; 2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.90, K FN 2 =0.94; 3)计算弯曲疲劳许用应力。

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取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式(10-12)得

F 1 = K FN1 FE1 = 0.90 500 MPa=321.43MPa S 1 .4 K FN 2 FE 2 0.94 380 = MPa=255.14MPa F 2 = S 1 .44)计算载荷系数 K。

F 1 =321.43MPa F 2 =255.14MPaK =1.4175

K K A Kv KF KF =1 1.05 1 1.35=1.41755)查取齿形系数。

YFa1 =2.656)查取应力校正系数。

YFa2 =2.18

YSa1 =1.587)计算大、小齿轮的

YSa 2 =1.79YFaYSa

F

并加以比较。

YFa1YSa1

F 1

=

2.65 1.58 =0.01303 321 .43

YFa 2YSa 2 2.14 1.79 = =0.01501 255 .14 F 2大齿轮的数值大 (2)设计计算

m

3

2 1.4175 1.2234 105 0.01501 =2.08mm mm 1 242

m=2.5mm

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 2.08 并就近圆整为标准值 m=2.5mm,按接触强 度算得的分度圆直径 d1 =69.175,算出小齿轮齿数

z3 =

d1 69.175 = =27.67 m 2.5

z3 =27z4 =125

取小齿轮齿数 z3 =27 大齿轮齿数 z4 =4.59 27=123.93,取 z4 =125。 4.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径

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d3 z3m =27 2.5=67.5mmd 4 z4 m =125 2.5=312.5mm(5) 计算中心距 a2 (6) 计算齿轮宽度

d3 d 4 67.5 312 .5 =190mm 2 2

b d d3 =1 67.5mm=67.5mm取 B4 =67.5mm, B3 =72.5mm。

B4 =67.5mm

B3 =72.5mm

4 画装配草图 4.1 初估轴径及初 选联轴器 4.1.1 高速轴初估 轴径及初选联轴器

根据公式 d A0 3

P n

初估轴颈

已知该轴输入功率 P1 =3.25kW,转速 n1 =1440r/min,选取轴 的材料为 40 Cr ,调质处理。参考文献【2】表 15—3 取

A0 105,于是得：

d1 min

A0 3

P1 3.25 1053 13.773m m n1 1440

该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所 选的轴径与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca K AT ,参考文献【2】表 14—1 选取 K A 1.5 则

Tca K AT 1.5 21.55 32.33N m按计算转矩 Tca 小于联轴器公称转矩的条件， ,参考文献 【1】,查标准 GB / T 5014 2003 选用联轴器 YC24 52 d 1 20 mm LX2 ;主动端轴孔直径为 24 mm,轴孔长 YC20 52 Y 52 mm, 型轴孔， 型键槽； 从动端轴孔直径为 20 mm, C 轴孔长 52 mm, Y 型轴孔， C 型键槽。 联轴器 YC24 52 已知该轴输入功率 P2 =3.09kW,转速 n2 =241.21r/min,选 LX2 YC20 52 取轴的材料为 40 Cr ,调质处理。参考文献【2】表 15 —3 取 A0 105,于是得：- 13 -

综上：高速轴的初估直径为 d1min 20mm

4.1.2 中间轴初估

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轴径

d 2 min A0 3

P2 3.09 1053 24.83m m n2 241.21

由于该轴上存在两个键槽故将轴径放大 15%,同时为了 配合轴承的使用故取 d 2 min 30mm。 已知该轴输入功率 P3 =2.93kW,转速 n3 =52.52r/min ,选 4.1.3 低速轴初估 轴径及初选联轴器 取轴的材料为 45 钢，调质处理。参考文献【2】表 15— 3 取 A0 112 ,于是得：

d 2 30 mm

d 3 min A0 3

P3 2.93 1123 42.80m m n3 52.52

由 于 轴 上 存 在 两 个 键 槽 故 将 轴 径 放 大 10% 后 取d 3 min 47.08mm。该轴的最小直径显然是安装联轴器处

的直径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，故同时 选用联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca K AT ,参考文 献【2】表 14—1 选取 K A 1.5 则

Tca K AT3 1.5 532.78 799.17N m按计算转矩 Tca 小于联轴器公称转矩的条件， ,参考文献 【1】,选取联轴器 WH7YC50 112 ;主动端轴孔直径为 YC50 112

50mm,轴孔长 112mm, Y 型轴孔， C 型键槽；从动端轴孔直径为 50mm,轴孔长 112mm , Y 型轴孔， C 型键 槽。 综上：低速轴的初估直径为 d3 min 50mm 选用深沟球轴承轴承内径的确定。 4.2 初选轴承 4.2.1 高速轴轴承 选则 高速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。 第一次 放大是为了轴上零件的轴向定位， h 0.07 ~ 0.1 d 。第 二次放大是为了轴承装拆方便， h 1 ~ 2mm 。

d 3 =50 mm联轴器 YC50 112 WH7 YC50 112

第一次放大：d1 d1min 2d1min 0.07 ~ 0.1 取 d1 23mm;- 14 -

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第二次放大 d1 d1 2 1 ~ 2 mm ,为了配合轴承内径从而

取 d1 25mm,轴承内径为 25 mm。

高速轴轴承

确定轴承尺寸代号。 这里选 02 系列轴承。故轴承代号 6205 ,其外

径D 52mm 宽 B 15 mm 。

d1 25mm D1 52mm B1 15mm

轴承内径的确定 。其 内径即中间轴的 最小 轴径，为 4.2.2 中间轴轴承 选择30 mm 。

确定轴承尺寸代号。 这里选 02 系列轴承。故轴承代号为 6206 ,其外径D 62mm 宽 B 16 mm 。中间轴轴承

轴承内径的确定。 4.2.3 低速轴轴承 选择 低速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次 放大是为了轴上零件的轴向定位， h 0.07 ~ 0.1 d 。第 二次放大是为了轴承装拆方便， h 1 ~ 2mm 。 第一次放大： 3 d 3 min 2d 3 min 0.07 ~ 0.1 取 d 3 58mm; d

d 2 30mm D2 62mm B2 16mm

第二次放大 d3 d3 2 1 ~ 2 mm, 为了配合轴承内径从而低速轴轴承

取 d 3 60mm,即轴承内径为 60 mm 。

确定轴承尺寸代号，这里选 02 系列轴承。故轴承代号为 6212,其外径 D 110 mm 宽 B 22 mm 。

d 3 65mm D3 110mm B3 22mm

名称

符号 δ δ 1 b1 b b2 df n d1 d2

齿轮减速器尺寸关系/mm 8 8 12 12 20 M20 4 M16 M12

4.3 箱体尺寸计算

箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径

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