二级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计.doc

机械设计课程设计设计说明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 设计者 指导老师 2014年 6月25日 1目 录一、 设计任务书1二、 传动方案分析2三、 选择电机3四、 总传动比的确定和各级传动比的分配4五、 运动和动力参数的计算4六、 主要传动件的计算与设计6七、 轴的计算与设计14八、 滚动轴承的选择和计算18九、 键连接的选择和计算19十、 联轴器的选择和计算19十一、 润滑和密封的说明20十二、 拆装和调整的说明20十三、 减速箱体的附件的说明20十四、 设计总结20十五、 参考资料21课程设计说明书计算公式及依据结果一、 设计任务书：设计带式输送装置 原始数据：输送带牵引力F=4.5KN；带速V=1.8m/s;鼓轮直径D=400mm工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为35C；动力来源电力，三相交流，电压380/220V。批量生产， 一般机械工厂；检修间隔期 ，四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；二、传动方案分析1.传动方案示意图：（二级斜齿轮展开式）三、选择电机：选用Y系列三相交流异步电动机， F=4.5kN,v=1.8m/s （1） 传动装置的总效率： = 带联轴器2齿轮4轴承卷筒 由手册表1-7查得带=0.96，联轴器=0.99，齿轮=0.97，轴承=0.99，卷筒=0.96 =0.96 0.990.9720.9940.96=0.825（2）工作机所需的功率Pw = FV/1000=45001.8/1000=8.1KW（3） 电动机功率 确定电动机转速： 综合考虑电动机的传动装置的尺寸、价格及重量等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由电动机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y160M-4 电动机 额定功率/KW 同步转速 满载转速 额定转矩 轴中心高 轴直径Y160M-4 11 1500 1460 2.0 160mm 42mm四总传动比的确定和各级传动比的分配 总传动比i 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取 五运动和动力参数的计算1 、各轴转速 nm = 1460r/min 满载时n1= nm /i带 =1460/2=730 r/minn2 = nm1/i高 =730/3.4=214.7 r/min圆筒 n4 = n3 = n2 / i低 =223.9/2.5=85.88 r/min2、 计算各轴输入功率： 轴 PI = Pd 带 =9.8180.96=9.43kw轴 PII = PI 轴承 齿 =9.430.990.97=9.06kw轴 PIII = PII 轴承 齿 = 9.06 0.99 0.97 = 8.70kw卷筒轴 P= PIII 轴承 联 = 8.70 0.99 0.99 = 8.53kw 轴输出功率=输入功率轴承 =0.99Pn 3 各轴输入扭矩（Nm） 电动机Td=9550Pd/nm =95509.818/1460=64.22 Nm轴 T1=Td带i带=64.220.962=123.30 Nm轴 T2=T1i高轴带=123.303.260.990.97=386.00Nm轴 T3=T2i低轴带=386.002.60.990.97=963.77Nm 卷筒轴 T4=T3轴联=963.770.990.99=944.59 Nm 输入扭矩 轴名功率P/kW转矩T/(Nm)转速n/(r/min)轴9.34123.30730轴8.97386.00214.7轴8.61963.7785.88轴8.44944.59六、主要传动件的计算与设计1、V带传动（1）由16h/天， PW =8.1kw 查表取KA =1.3Pc = KAPd =1.39.818=12.76kw小带轮n1 = nm =1460 r/min 由书P157图8-11 选用B型V带 （2）确定d1和d2 推荐d1=125140mm 取d1=132mmdmin =125mm d2=i d1=2132=264mm ( 3 ) 带速 v = d1n1/(601000) = 1321460/(601000)= 10.09 5 m/s 带速合适 （4）基准长度Ld和中心距a 初选中心距 a=(0.72)( d1+d2)= (0.72) ( 132+264)=294840取a=500mm则L=1669.2mm 基距：由P146表8-2取Ld=1600mm中心距 （5）小带轮包角1 合适(6)确定根数Z 根据d1 = 140mm， n1 = 1460r/min，查书P154表 用线性插入法得：P0=2.84kW又i = 2，查表 用线性插入法得：P0 = 0.46kW 由表知 得KL = 0.92， B型，由 =162.76，用线性插入法得K = 0.966，由此可得：(7)计算作用在带轮轴上的压力FQ由课本P149表 查得q = 0.18kg/m， 得V带的初拉力：N作用在轴上的压力FQ， N2、齿轮传动的设计计算1、精度等级，材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动（2）初选7级精度（3）材料选择：小齿轮材料40Cr（调质）齿面硬度为250HBS 大齿轮材料45钢（调质）齿面硬度为235HBS 一，高速对齿轮：（4） 选小齿轮Z1=17 齿数比i=3.4 Z2=173.4=57.8 取Z2=58 （5）初选螺旋角=14 （6）I高=3.4，n1=730r/min Z1=17， Z2=58 P1=9.34 I低=2.5，n1=223.90r/min Z1=21，Z2=52 P1=8.97 2、 确定公式内各计算数值a.试选b.由图10-30选取区域系数ZH=2.43c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 e.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90 ，KHN2=0.92j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1k.圆周速度l.计算齿宽b及模数m.计算纵向重合度 n.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=2.26级精度，有图10-8查得动载荷系数.09，故 由图10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 o.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径P.计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较 取S=1.4, 大齿轮的数值大。 设计计算 mm因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取取，则,取Z2=72；(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为144mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取二，低速对齿轮啮合选小齿轮Z1=21，齿数比i=2.6， Z2=213.26=54， 取Z2=54 a.试选b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 Nmme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92,KHN2=0.95j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1b圆周速度c.计算齿宽b及模数 d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=1.03m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数.05，故 由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较取S=1.4, 大齿轮的数值大。 设计计算 mm因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取，则 取(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为155mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取七 轴的设计和计算 1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。考虑到1轴要与大带轮联接，初算直径d1必须与其和电动机相匹配，所以初定d1=42mm取d2 =45mm；d3 =55mm3轴的弯扭合成强度计算(1).求作用在齿轮上的力，轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮1上的作用力：齿轮2上的作用力：再由下图求出轴承对轴的作用力 再计算出各个作用点处的弯矩和扭矩水平面H内竖直平面V内 扭矩T=966.10Nm(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取1，右齿轮：抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的弯扭强度条件为 查表15-1得 MPa所以 符合弯扭强度条件2，左齿轮符合条件八、滚动轴承的选择和计算输出轴上轴承的选择与寿命检验：（1）输出轴的轴承选择：选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=55mm，选用深沟球轴承的型号为6211，主要参数如下： D=110mm；B=21mm；基本额定静载荷 Co=29.2 kN基本额定动载荷 C =43.2kN极限转速 Vmax=6000 r / min（2） 寿命计算：左右轴承都仅受径向力，所以 因为, 所以取轴承计算寿命:设计寿命 满足寿命要求九、键连接的选择和计算键的选择：轴键槽部分的轴径为26mm，所以选择普通圆头平键 键87,b=8mm,h=7mm,L=75mm轴键槽部分的轴径为26mm，所以选择普通圆头平键 键87,b=8mm,h=7mm,L=75mmIII轴 左bhL=2816100（与输出联轴器匹配） 右bhL=201270（与齿轮匹配）十、联轴器的选择和计算（1）计算联轴器的计算转距: 查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取 （2） 型号选择：根据计算转距，选择挠性联轴器LH5型主要参数如下： 公称扭距： （满足要求） 许用转速： （满足要求） 轴孔直径： 轴孔长度： 十一、润滑和密封的说明1润滑说明因为滚动轴承速度较低，所以轴承采用稠度较小的润滑脂进行脂润滑。润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。齿轮速度没超过23m/s,所以采用浸油润滑，齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离为3060mm。2密封说明防止外界的灰尘、水分等侵入轴承并阻止润滑剂的漏失，轴承的密封装置用“挡油盘”。在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。部分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。十二、拆装和调整的说明（1）在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为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4070mm。（2）在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研跑合或调整传动件的啮合位置。十三、减速箱体的附件的说明箱体是用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。其材料为：HT200。加工工艺路线：铸造毛坯时效油漆划线粗精加工基准面粗、精加工各平面。粗、半精加工各主要加工孔精加工主要孔粗、精加工各次要孔加工各紧固孔、油孔等去毛刺清洗检验。箱体附件有：窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、起盖螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。十四、设计总结 在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己的一次检验。这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。十五、参考资料1机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社，2005年。2机械设计课程设计手册张龙主编，国防工业出版社，2006年。3.机械设计课程设计图册向敬忠主编，化学工业出版社，2009年。4.机械设计课程设计（第二版）杨恩霞 刘贺平主编，哈尔滨工程大学出版社，2012年。电动机型号Y160M-4n1= 730 r / minn2= 214.7 r / minn3= =86.12 r / minP1= 9.43kwP2= 9.06kwP3= 8.70kwP4= 8.53kwTd=64.22NmT1= 123.30 NmT2= 386.00 NmT3= 963.77 NmT4= 944.59 NmPc=KAPd=1.39.818=12.76kwd1=132mm d2=id1=2132=264mma=500mmLo=1669.2mma=465.4mma1=163.75Z=5FQ=1766.09NFo=178.4NZH=2.43KHN=0.90KHN2=0.92 ZH=2.433NmmKHN1=0.92,KHN2=0.95轴的材料选用常用的45钢 MPa19