分流式二级圆柱齿轮减速器优秀课程设计.doc

机械设计程设计计算说明书题 目 二级分流式减速器 指导老师 王艾伦 院 系 机电工程学院 班 级 机械0906 学 号 姓 名 陈 良 完成时间 3月 目录1. 设计任务书 22. 传动方案确实定 23. 电动机选择和计算 24. 传动比分配 45. 传动装置运动和动力参数计算 56. 齿轮传动设计67. 轴设计 178. 轴校核 259. 轴承选择和校核计算2710. 键联接选择和校核 2911. 联轴器选择 3212. 箱体附件设计 3213. 润滑方法及密封形式选择 3314. 箱体设计3415. 课程设计总结 3516. 参考资料 36计 算 及 说 明结 果1 .设计任务书1.1工作条件和技术要求：输送带速度许可误差为5。输送机效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年，工作环境：室内，清洁；动力起源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，六个月一次小修：制造条件极其生产批量：通常机械厂，小批量生产。 1.2 设计内容（1）确定传动装置类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置运动和动力参数计算；（3）传动系统中传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴零件图各1张（A2） 1.3 原始数据运输带曳引力F（KN）：2运输带速度V（m/s）： 1.2滚筒直径D (mm)： 3002传动方案确实定输送机由电动机驱动，电动机1经过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采取两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=14600hF=NV=1.2m/sD=300mm两级分流式圆柱齿轮减速器3电动机选择和计算1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选择Y系列通常见途三相异步电动机2 选择电动机容量1）滚筒所需功率： =FV/1000=1.2/1000=3.0kw滚筒转速=601000V/D=63.7r/min2）电动机至滚筒之间传动装置总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，是滚筒效率，=0.99，=0.98，=0.98 =0.96 0.85 3）确定电动机额定功率电动机输出功率为=/ =3.0/0.85=3.53kw 确定电动机额定功率 选定电动机额定功率=4kw 3、 选择电动机转速 =63.7 r/mi 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=860 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速可选范围为=8=863.7=509.6r/min =60=6063.7=3822r/min可见同时转速为750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min电动机全部符合，这里初选同时转速为1000r/min ，1500r/min 两种电动机进行比较，以下表： 由参考文件1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)计算得总传动比质量/kg同时转速满载转速1Y132M1-64100096015.72.2732Y112M-641500144022.52.243 由表中数据可知，方案1总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，所以可采取方案1，选定电动机型号为Y132M1-6 电动机技术参数和外型、安装尺寸型号ABCDEFGHY132M1-62161788938801033132KABACADHDBBL12280135210315238515四各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文件1 机械设计课程设计中表20-2查得：满载转速nm= 960r / min；总传动比i=nm / n=960/ 63.7=15.074.2 分配各级传动比查阅参考文件1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 取高速级圆柱齿轮传动比 1.4，则低速级圆柱齿轮传动比为 =/=/1.4=4.59 =3.28=3.0kw=63.7 r/mi =0.85=3.53kw=4 kw电动机型号为Y132M1-8i=15.07=4.59 =3.28五 计算传动装置运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 = 960 r/min 960/4.58 r/min=209.2 r/min 209.2/ 3.28=63.7r/min解得滚筒速度在输送带速度许可误差为5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4kw =40.99 kw=3.96kw =3.960.980.98 kw =3.80kw =3.800.980.98 kw =3.65kw =3.650.980.99 kw =3.54kw2. 各轴转矩 =95504/960 =39.79 =95503.96/960 =39.39 =95503.80/209.2 =173.47 =95503.65/63.7 =547.21=95503.54/63.7 =530.72 表3 轴运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV滚筒轴V转速（r/min）960960209.263.763.7功率（kw）43.963.803.653.54转矩()39.7939.39173.47547.21530.72传动比14.593.281效率0.990.960.960.97六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所表示传动方案，选择斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为通常工作机器，速度不高，故选择 7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS，二者硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=28，则大齿轮齿数=4.59=4.5924= 110.16 取z=110 e .初选螺旋角= f .选择齿宽系数： =0.82）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内各计算数值 a . 试选=1.6b. 分流式小齿轮传输转矩=/2=19.70 c. 查图表（P217图10-30）选择区域系数=2.433 （表10-6）选择弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.77 ，=0.89=0.77+0.89=1.66=14600h则应力循环次数 =6.4/4.16=1.6 g、查阅参考文件2机械设计中图10-19查第2条线查得接触疲惫寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.97。9、计算接触疲惫许用应力，取安全系数S=1。查阅参考文件2机械设计中图10-21d查得小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限。 则=（+）/2 =（509.6+504.4）/2=507MPaa. 按式计算小齿轮分度圆直径 mm =40.48mm b. 计算圆周速度 =3.1440.489600/（601000）m/s =2.03m/sc. 计算齿宽b及模数b=0.840.48mm=32.38 mm =cos/=1.64mm h =2.25=2.251.64 mm=3.69mm b/h=32.38 /3.69=8.77 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.3180.824tan=1.52 e. 计算载荷系数K 依据有轻微冲击， 使用系数=1.25，依据V=2.03 m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.09；查表10-4接触疲惫齿向载荷分布系数 值和直齿轮相同得=1.134 弯曲强度计算齿向载荷系数查图（图10-13）得=1.221查表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由式 得载荷系数=1.251.091.41.134=2.16 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得 mm=44.74mm g. 计算模数 =cos/=44.74cos/22mm =1.81mm 3）按齿根弯曲疲惫强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.251.091.41.221=2.33b. 依据纵向重合度=1.52 查图表（图10-28）得螺旋角影响系数=0.88c. 计算当量齿数=26.3=120.4d. 查取齿形系数查图表（P200表10-5）=2.588，=2.178e. 查取应力校正系数查图表（P200表10-5）=1.596 ，=1.792f. 计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数S=1.4，弯曲疲惫寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲惫强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380 MPa ，由式 g. 计算大小齿轮并加以比较 =2.5881.596/303.57=0.01372 =2.1781.792/238.86=0.01634大齿轮数值大设计计算 mm =1.59mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲惫强度得分度圆直径=44.74mm计算应有齿数=44.74cos/2=23.05 取23取=23，则=4.5923=105.57 取106（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 mm =132.95mm将中心距圆整为133mm2） 按圆整中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等无须修正3） 计算大小齿轮分度圆直径 =232/cos =47.4 mm 取整47mm =1062/ cos =218.5. mm 取整219mm4） 计算齿轮宽度 =0.847.4mm=37.6mm圆整后取=35mm ，=40mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 ，由160mm500mm ，大齿轮采取腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所表示方案，选择直齿圆柱齿轮传动 b. 选择7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=24 ，=243.28=78,7 e. 选择齿宽系数=1.0（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传输转矩=173.47 =1.73c. 查图表（P表10-6）选择弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮接触疲惫强度极限=670MPa ，=610MPae. 由式确定应力循环次数=60175.48114600=1.54=6.373/3.18=4.84f. 查图表（P图10-19）取接触疲惫寿命系数=0.97，=1.06g. 计算接触疲惫许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.97670MPa=649.9MPa =1.06610MPa=646.6MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值=646.6MPa得 =mm =68.2mm b. 计算圆周速度 =3.1468.2209.2/60000m/s=0.75m/s c. 计算齿宽 =168.2 mm=68.2mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=68.2/24mm=2.84mm 齿高=2.25=2.252.84mm=6.39mm 则/=68.2/6.39=10.7 e. 计算载荷系数 使用系数Ka=1.25 依据=0.75m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.02 ，直齿轮=1 ，由=1和=68.2mm ， 查表10-4得 =1.312 由/=10.7和=1.292查图表（P图10-13）得=1.312 故依据式得=1.59 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得 =72.9mm g. 计算模数 =72.9/24mm=3.04mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮弯曲疲惫强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲惫寿命系数=0.892，=0.92 计算弯曲疲惫许用应力。取弯曲疲惫安全系数=1.4 ，由式 c. 计算载荷系数。由式得=1.251.0211.352=1.72d. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.65 =2.22e. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.58，=1.77f. 计算大、小齿轮，并加以比较 =2.651.58/318.57=0.013143=2.221.77/249.71=0.015746 大齿轮数值大2） 设计计算 mm=2.45mm由以上计算结果对比，由齿面疲惫接触强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲惫接触强度计算法面模数，取mn=3mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算分度圆直径d1=74.14mm来计算应有齿数计算应有齿数得=72.9/3=24.3取=24，则=3.2824=78.7 取z=78（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=3（24+78）/2 mm=153mm 圆整后得=1532） 计算分度圆直径 mm=72mm mm=234mm3） 计算齿轮宽度 =1.072mm=72mm 取=75mm ，=70 mm5）结构设计 由e2，齿轮3做成齿轮轴 ，由160mm=14600h 故所选择轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60082轴III上轴承选择和计算由轴III设计已知，初步选，故初步选择0组游隙，0级公差6208轴承，因为受力对称，故只需要校核一个。其受力=2058.9N，=0，=3，n=209.2r/min1）查滚动轴承6208样本（指导书表15-2）知基础额定动载荷C=22800N，基础额定静载荷=15800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按书本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2（12058.9+0）N =2470.7N3）验算轴承寿命 h=62608h=14600h 故所选择轴承满足寿命要求。确定，故初步选择0组游隙，0级公差6210轴承， 3）验算轴承寿命 h=73714h=7h 故所选择轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。3输出轴上轴承选择和计算由轴IV设计知，初步选择深沟球轴承6211，因为受力对称，只需要计算一个，其受力= 5127.8N，=0，=3 ，转速n=63.7r/min1）查滚动轴承样本（指导书表12-1）知深沟球轴承6011基础额定动载荷C=23200N，基础额定静载荷=17800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按书本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1.（15127.8+0）N =5127.8N 3）验算轴承寿命 h=24231h=14600h 故所选择轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6011。十、键连接选择和校核计算1输入轴和联轴器键连接 1) 由轴II设计知初步选择c型键=10mm8mm50mm，=143.9 2) 校核键连接强度 键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键工作长度=L-b/2=50mm-5mm=45mm，键和轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =239.39/44532MPa=13.7MPa=110MPa可见连接强度足够，选择C型 键 =10mm8mm50mm，2齿轮2（2）和轴III键连接 1) 由轴III设计知初步选择A型键：bhL=10mm8mm30mm，=86.74 2) 校核键连接强度 键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键工作长度=L-b=30mm-8mm=22mm，键和轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2173.47/42238MPa=76.3MPa=110MPa 可见连接强度足够，选择键bhL=10mm8mm30mm 3齿轮3和轴III键连接 1) 由轴III设计知初步选择键bhL=14mm9mm63mm ，=173.47 2) 校核键连接强度 键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键工作长度=L-b=63mm-14mm=49mm，键和轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由式可得 =2173.47/4.54942MPa=37.6MPa=110MPa 可见连接强度足够，选择键bhL=14mm9mm63mm4齿轮4和轴IV键连接1) 由轴IV设计知初步选择键bhL=18mm11mm63mm =547.21 2) 校核键连接强度 键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MP