机械课程设计-二级圆柱齿轮减速器.doc

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1、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院系： 专业： 班级：学号：设计人：指导老师：完成日期：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

2、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（）：351.4设计内容：1） 电动机的选择与运动参数计算；2） 直齿圆柱齿轮传动设计计算3） 轴的设计4） 滚动轴承的选择5） 键和连轴器的选择与校核；6） 装配图、零件图的绘制7） 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

3、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：；。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 2.由联轴器的计算与轴的计算选用GCL2的联轴器。采用其许用最大扭矩为630Nm，许用最高转速为4000r/min，轴孔直径取22m

4、m，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 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1250Nm，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

5、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 PwFV/1000140000.28/10003.922） 电动机的输出功率PdPw/3） 传动装置的总效率按表12（机械设计指导P9）确定各部分效率为：弹性联轴器效率=0.99滚动轴承传动效率（一对）=0.99闭式圆柱齿轮传动效率=0.97开式圆柱齿轮传动效率=0.95卷筒轴滑动轴承

6、效率=0.96，代入得 0.9920.9940.9720.950.96=0.808Pd3.36/0.8084.85kW3 电动机转速的选择nd（i1i2in）nw方 案电动机型号额定功 率 电动机转速 r/minkw同步转速满载转速 1Y160M2-8 5.5 750 720 2Y132M2-6 5.5 1000960 3Y132S-4 5.5 15001440 4Y132S1-2 5.5 30002920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 nw=601000V/D=6010000.28/（3.14500）=10.7（r/min）通常，单级圆柱齿轮

7、传动i1=36，两级圆柱齿轮减速器i2=860，故电动机转速的范围为 nd=i. nw=(38660) 10.7=259.63852（r/min）由表1（机械设计指导P237）查出电动机型号为Y132M-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：inm/nwnw10.7r/min i89.722 合理分配各级传动比表12（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i12=i总/

8、 i01=17.94由于减速箱是展开式布置，所以i11.4i2。因为i17.94，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P0=Pd=4.85 kWn0=nm=960 r/minT0=9550 P0/n0=48.25 Nm1轴高速轴P1=P00=4.850.99=4.8015kWn1=n0=960 r/minT1=9550 P1/n1=47.765 Nm2轴中间轴P2=P123=4.850.990.97=4.61kWn2=n1/i1=960/5.01=191.62 r/minT2=9550 P2/n2=229.8Nm

9、3轴低速轴P3=P223=4.610.990.97=4.43kWn3=n2/i2=191.2/3.581=53.5 r/minT3=9550 P3/n3=790.776 Nm4轴P4=P312=4.430.990.99=4.342kWn4=n3=53.5 r/minT4=9550 P4/n4=775.04 Nm5轴滚筒轴P5=P424=4.3430.990.95=4.084kWn5=nw=10.7 r/minT5=9550 P5/n5=3645.06Nm轴名功率 p/kw转矩 T/ Nm转速n/（r/min）传动比i输入输出输入输出电动机轴1轴2轴3轴4轴滚筒轴4.8548.2596015.0

10、13.58114.80154.7547.76547.299604.6114.56229.8227.5191.24.434.38790.78782.8753.54.3424.3775.04767.2953.54.0843.923645.063499.310.7六、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241286HBS，取硬度为280 HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度为19

11、0240 HBS，取硬度为240HBS；二者硬度差为40 HBS。4.选小齿轮齿数z1=20,大齿轮的齿数z2=205.01=100.2,取z2=100。2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）(机械设计P203)进行试算，即 1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.5.2） 小齿轮的转矩=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 =189.8.5） 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= 60

12、0Mpa，大齿轮的接触疲劳极限应力=550Mpa6） 由式10-13(机械设计P206)计算应力循环次数。=60=609601（830015）=2.074=/=2.07/5.01=0.4139 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= =0.88600=528=0.91550=500.5（1） 计算1)= =53.64mm2)计算圆周速度 m/s3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高之比 模数=53.64/20=2.682mm 齿高=2.25=6.0345mm =8.89

13、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=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。 由=8.89，=1.423查图10-13(机械设计P198)得=1.3；故载荷系数K=1.251.1111.423=1.9746） 按实际的载荷系数校正所算得到分度圆直径，由式（10-10a）得 =58.787） 计算模数=圆整取m=3mm。=m=320=60mm=m=3100=300mm 8）计算齿轮宽度 取=60mm , =

14、65mm9）按计算结果校核前面的假设是否正确： =/=300/60=5 (-)/=-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) =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 =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，=0.827）计算

15、弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数=1.4同理的 =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=75.78Mpa=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=m=320=60mm=m=3100=300mm2） 计算中心距a=mm3） 计算齿轮宽度 取=60mm, =65mm4） 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，故以选用腹板式为宜。齿轮传动几何尺寸计算见下表：名称小齿轮大齿轮模数m/m33齿数z20100压力角200200分度圆直径d/mm60300齿顶高ha/mm33齿根

16、高hf/mm3.753.75齿全高h/mm6.756.75齿顶圆直径da/mm66306齿根圆直径df/mm53.5293.5基圆直径db /mm56.38281.9齿距P/mm9.42基圆齿距Pb/mm8.852齿厚s/mm4.71齿槽宽e/mm4.71顶隙c/mm0.75标准中心距a/mm180节圆直径d/mm60300传动比i5.01（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241286HB

17、S，取硬度为280 HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度为190240 HBS，取硬度为240HBS；二者硬度差为40 HBS。4.选小齿轮齿数z1=27,大齿轮的齿数z2=273.581=96.687,取z2=97。4 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）(机械设计P203)进行试算，即 1） 确定公式内的各计算数值7） 试选载荷系数=1.5.8） 小齿轮的转矩=N.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 =189.8.11） 由图10-21d(机械设

18、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=550Mpa12） 由式10-13(机械设计P206)计算应力循环次数。=60=60191.21（830015）=4.139=/=1.156 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= =0.91600=546=0.93550=558（2） 计算1)= =86.98mm2)计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高之比 模数=86.98/27=3.22148mm 齿高=2.

19、25=7.248mm =12.015)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=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。 由=12.01，=1.434查图10-13(机械设计P198)得=1.35；故载荷系数K=1.251.0511.4434=1.8828） 按实际的载荷系数校正所算得到分度圆直径，由式（10-10a）得 =93.819） 计算模数=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

20、强度以满足强度要求。=m=427=108mm=m=497=388mm变位前中心距a=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 取=108 , =1139）按计算结果校核前面的假设是否正确： =/=388/108=3.59 (-)/=0.00321%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) =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

21、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 =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，=0.97）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数=1.4同理的 =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=77.54Mpa=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，故以选用腹板式为宜。2）齿轮传动几何尺寸计算见下表：名称小齿轮大齿轮模数m/m44齿数z2797压力角200200分度圆直径d/mm108388齿顶高ha/mm44齿根高hf/mm55齿全高h/mm99齿顶圆直径da/mm116396齿根圆直径df/mm98378基圆直径db /mm101.5364.6齿距P/mm12.57基圆齿距Pb/mm11.81齿厚s/mm6.285齿槽宽e/mm6.285顶隙c/mm1标准中心距a/mm250节圆直径d/mm108388传动比i3.581