级减速器课程设计--带式运输机的展开式两级援助齿轮减速器.doc

目录一设计题目:1二传动简图:2三原始数据2四设计工作量要求2五传动装置的总体设计25.1拟定传动方案25.2选择电动机35.3计算传动装置的运动及动力参数4六.设计计算传动零件56.1减速器外传动零件的设计计算56.1.1带传动设计56.2减速器内传动零件的设计计算76.2.1高速级斜齿轮设计76.2.2低速级斜齿轮设计11七设计计算轴157.1高速轴的设计157.2校核轴承寿命（高速轴）187.3键联接强度的校核（高速轴）197.4校核最细轴径处的强度（高速轴）197.5中间轴的设计197.6校核轴承寿命（中间轴）237.7键联接强度校核（中间轴）237.8低速轴的设计247.9校核轴承寿命（低速轴）277.10键联接强度的校核（低速轴）287.11校核最细轴径处的强度（低速轴）28八.设计计算箱体的结构尺寸29九附件的设计299.1减速器的箱体设计29十设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进意见等）30十一.参考资料（包括资料编号、作者、书名、出版单位和出版年月）31机械设计课程设计任务书一设计题目: 带式运输机的展开式两级援助齿轮减速器二传动简图:三原始数据1）运输机工作轴转矩为T=2150(Nm);2）运输带工作速度v=1.04（m/s）3) 卷筒直径D=300mm (允许输送带速度误差为5)；4）工作情况：运输机在和稳定，联塑单项运转，工作有轻微震动；5) 使用期限：10年（每年工作300个工作日）6）制造条件及生产批量：单班工作制，小批量生产。四设计工作量要求每个同学独立完成设计总装图1张,设计计算说明书一份和主要零件工件图2张。五传动装置的总体设计5.1拟定传动方案采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 605.2选择电动机一般选用Y系列三相异步电动机5.2.1确定电动机输出功率 工作机主动轴所需功率为：即： 考虑传动系统的功率损耗，电动机的输出功率为： 为从电动机至工作机主动轴之间的总效率，查表得：V带的效率,两对闭式圆柱斜齿轮传动效率,三对滚动轴承效率,一对卷筒轴上的滑动轴承，弹性联轴器。根据查表得：5.2.2确定电动机转速选择同步转速为1500电动机,型号为已知条件计算卷筒的转速，即：V带传动常用传动比范围，两级圆柱齿轮传动比范围，于是电动机转速可选用范围为：可见，同步转速为和的电动机均合适，为使传动装置的传动比较小，结构尺寸紧凑，我们选用同步转速为的电动机，电动机参数见表2-1传动系统总传动比：根据V带的传动比的常用范围取，于是两级圆柱齿轮减速器传动比对于两级展开式圆柱齿轮减速器，其中为高速级传动比，为低速级传动比。如果取，于是，。电动机参数传动比额定功率同步转速满载转速总传动比V带传动比高速级圆柱齿轮低速级圆柱齿轮18.51500147022.1932.982.48表1-15.3计算传动装置的运动及动力参数5.3.1各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为：电动机轴 I轴 II轴 III轴 5.3.2各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 I轴 II轴 III轴 5.3.3各轴输入转矩 I轴 II轴 III轴 将计算结果汇总表列于表1-2中参数电动机轴高速轴中间轴低速轴转速/1470490164.4366.30功率/18.517.57516.87716.207转矩/传动比32.982.48效率0.950.970.97表1-2六.设计计算传动零件6.1减速器外传动零件的设计计算6.1.1带传动设计 已知条件：，小带轮转速,传动比。一、V带传动的设计计算1、确定计算功率查P156表8-7得工作情况系数：=1.12、选择V带的带型根据计算功率和小带轮转速，由P157图8-11选择V带的带型为：B型3、初选小带轮的基准直径查P155表8-6得：=125根据查P157表8-8取：=200验算带速v：根据P150公式8-13得：v=计算大带轮直径，由公式=i并根据P157表8-8加以适当圆整取=600。4、确定中心距a，并选择V带的基准长度根据P152公式8-20初定中心距：0.7（+）2(+)，得：5601600于是初定=1000。计算相应的带长：据式：+=再根据P146表8-2选取：=3150mm5、按P158式8-23计算实际中心距+=1000+=927并根据公式;得中心距的变化范围为879.751021.56、验算小带轮上的包角180-()=180-(600-200)1557、确定带的根数z由=200和=1470r/min,查P152表8-4a取：=5.13kw；根据=1470r/min,i=3和B型带，查P154表8-4b取：=0.46；查P155表8-5取：=0.93;查P146表8-2取：=1.07于是：z=取Z=4根。8、确定单根V带得初拉力:查P149表8-3得B型带的单位长度质量q=0.18kg/m,所以 根据P158式8-27得：应使带的实际初拉力，对于新安装的V带，初拉力应为；对于运行后的V带，初拉力应为。9、计算带传动压轴力压轴力的最小值根据P159式8-28得： =2z=22512.67N应使带的实际初拉力。10、 V带轮的结构设计已选电动机，轴径D=55。已初选带轮基准直径，因为，所以小带轮选择腹板式，大带轮选择轮辐式。6.2减速器内传动零件的设计计算6.2.1高速级斜齿轮设计1、选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数 1 大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调制及表面淬火，齿面硬度为4855HRC 2 取7级精度等级 3 选小齿轮齿数, 大齿轮齿数 圆整后取 4 选取螺旋角,初选2、按齿面接触强度设计按式10-21计算 , 即1) 确定公式内的各计算数值 1 试选 2 由P217图10-30选取区域系数 3 由P215图10-26查得 , , 则 4 由P205表10-7选取齿宽系数 , 小齿轮传动转矩 5 由P201表10-6查得材料的弹性影响系数 6 由P208图10-21d查得大小齿轮的接触疲劳强度 7 大小齿轮应力循环次数为 8 由P207图10-19查得接触疲劳寿命系数 9 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% , 安全系数s=1.0 , 由式10-12得 则许用接触应力2) 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 , 由计算公式得2 计算圆周速度 3 计算齿宽b及模数 4 计算纵向重合度 5 计算载荷系数K已知使用系数,由v=1.56m/s,7级精度,由P194图10-8查得动载系由P196表10-4查得,由P198图10-13查得由P195表10-3查得故载荷系数 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式10-10a得 7 计算模数3) 校核由式10-16 , 1 确定计算参数 计算载荷参数 根据纵向重合度,从P217图10-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数 由P200表10-5查取齿形系数和应力校正系数 由P208图10-20d查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限 由P图10-18查得弯曲疲劳寿命系数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 计算大、小齿轮的 , 并加以比较 小齿轮数值大2 设计计算 比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，圆整以后取标准值,取,取符合设计 3 几何尺寸计算 计算中心距, 圆整取 按圆整后的中心距修正螺旋角 4 计算大、小齿轮的分度圆直径 5 计算齿轮宽度 圆整后 , 6.2.2低速级斜齿轮设计1、选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1 大小齿轮都选用硬齿面,由表10-1选大小齿轮为45调质钢,调质处理及表面淬火，小齿轮硬度等于大齿轮为48-55HRS。2 取7级精度等级3 选小齿轮齿数 , 大齿轮齿数 圆整后去4 选取螺旋角,初选2、按齿面接触强度设计按式10-21计算 , 即1) 确定公式内的各计算数值1 试选2 由P217图10-30选取区域系数3 由P215图10-26查得 , , 则4 由P205表10-7选取齿宽系数 , 小齿轮传动转矩5 由P201表10-6查得材料的弹性影响系数6 由P210图10-21e查得大小齿轮的接触疲劳强度7 大小齿轮应力循环次数为 8 由P207图10-19查得接触疲劳寿命系数9 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% , 安全系数s=1.0 , 由式10-12得NN则许用接触应力N2) 计算1 试算小齿轮分度圆直径 , 由计算公式得2 计算圆周速度 3 计算齿宽b及模数 4 计算纵向重合度 5 计算载荷系数K已知使用系数,由v=0.7m/s,7级精度,由P194图10-8查得动载系由P196表10-4查得,由P198图10-13查得由P195表10-3查得故载荷系数6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式10-10a得7 计算模数3) 校核由 , 1 确定计算参数 计算载荷参数, 根据纵向重合度,从P217图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数 由P200表10-5查取齿形系数和应力校正系数 由P208图10-20c查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 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 计算大小齿轮的 , 并加以比较 小齿轮数值大2 设计计算 比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值。 ,取,取符合设计3 几何尺寸计算计算中心距,按圆整后的中心距修正螺旋角 4 计算大小齿轮的分度圆直径 5 计算齿轮宽度 圆整后 , 符合要求七设计计算轴齿轮机构参数如下表：级别高速级26772.51低速级2665317.1高速轴的设计7.1.1求高速轴的功率 , 转速 , 转矩,7.1.2求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径则： 圆周力、径向力和轴向力的方向如图二所示7.1.3初步估算轴的最小直径按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢,调质处理 根据表15-3,取,于是得 则，根据P160图8-14，因为，所以取。 I II III IV V VI VII VIII 图一7.1.4轴的结构设计*轴间高度均按书P364标准计算得出。1、拟定轴上零件的装配方案如上图一2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足V带轮的轴向定位要求，I-II右段需制出一轴间，故取II-III段的直径 ；左端用轴挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D=58mm。（2）初步选择圆锥滚子轴承参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初选圆锥滚子轴承30213,其尺寸为,故,则。右端滚动轴承采用轴肩定位,由手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度,因此取。（3）齿轮处,齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。齿轮右端采用轴间定位，轴间高度h0.07d,故取h=5,则轴环处直径。轴环宽度，取。（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，和其他定位尺寸要求，取端盖的外侧端面与V带轮右端面的间距（参看图15-21），故取。（5）取齿轮距箱体内壁之间距离，中间轴小齿轮与这个齿轮的轴向距离c=20mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度T=24.75mm，中间轴小齿轮的宽度70mm，则 至此已初步确定了轴的隔断直径和长度。7.1.5轴上零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由P106表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮和轴良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为；同样，V带轮与轴的连接,选用平键为,V带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位室友过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。7.1.6确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2取轴端倒角,各轴肩处的圆角半径均为r=2。 7.1.7高速轴轴强度校核：据结构图可作出轴的计算简图如下:(a) 51.75mm114mm(b) (c)M(d)T 图二 载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩=扭矩T计算弯矩7.1.8按弯扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知C点外侵弯矩最大,是危险截面,由P373式15-5及上表中的数值可得 根据所选定的材料,由P362表15-1查得因此,故安全.7.2校核轴承寿命（高速轴）1、 对于30211型轴承,按P322表13-7查得派生轴向力,则有 2、由于,所以轴承2被“放松”,轴承1被“压紧”, 3、根据,查P321表13-5得,轻微冲击,由P321表13-6取,则有 4、计算载荷寿命 由于,圆锥滚子轴承轴承,根据P319图13-12动载荷,则寿命 所以合格7.3键联接强度的校核（高速轴） 根据所选平键查P106表6-2得键的许用挤压应力由P107公式（6-3）得：所以键合格7.4校核最细轴径处的强度（高速轴）由于联轴处的轴只承受扭距，轴的材料为45钢，由P370查得 故轴安全7.5中间轴的设计7.2.1中间轴的功率 , 转速 , 转矩,，7.2.2求作用在齿轮上的力 已知2、3齿轮的分度圆直径分别为：则： 圆周力、径向力和轴向力的方向如图四所示7.2.3初步确定轴的最小直径 按P370式15-2初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为钢,调质处理 根据P370表15-3,取,于是得 由此可选圆锥滚子轴承30213,其尺寸为7.2.4轴的结构设计 1、拟定轴上零件的装配方案 2、根据轴向定位要求确定各段直径和长度 （1）由轴承的型号30213 尺寸为 （2）根据所选轴承知,可得 （3）根据轴肩,可取,又知两齿轮中间的定位轴肩高度,可取. （4）考虑轴承内端至箱体内壁距离可求得: （5）轴承端盖与轴I的轴承端盖相同,均匀凸缘式,数据相同.3、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键联接,齿轮2处可以选用平键,齿轮3处可以选,齿轮轮毂与轴的配合为4、确定轴上的圆角和倒角尺寸 由表15-2查得取轴端倒角,各轴肩圆周半径均为r=2mm。 7.2.5求轴上载荷 根据结构图,可作出轴的计算简图如下:（a）65.58571.5(b) Fa1 Fa2 (c)A (d) 图二载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度 由以上分析可知c点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-5及上表中的数值可得 根据所选定的材料,由表15-1查得因此,故安全.7.6校核轴承寿命（中间轴）（1） 对30213轴承, 按表13-7查得派生轴向力,则有 （2）轴承1被压紧,;轴承2被放松, （3）根据,查P表13-5得，轻微冲击,取,则有 （4）计算载荷寿命 由于,圆锥滚子轴承轴承,动载荷,则寿命 所以合格7.7键联接强度校核（中间轴）根据所选平键和查P表6-2得键的许用挤压应力均为 因为 均合格。7.8低速轴的设计7.3.1求轴上的功率 , 转速 和转矩 7.3.2求作用在齿轮上的力已知齿轮4的分度圆直径分别为 则圆周力,径向力及轴向力的方向如图六所示7.3.3初步确定轴的最小轴径按式15-2估算轴的最小直径,所取轴材料为调质钢,根据表15-3取,于是得: 可取7.3.4轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案如下图所示 I II III IV V VI VII VIII2、根据装配方案确定轴的各段直径和长度(1)取安装联轴器的轴径,为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查P351表14-1，取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用梅花形弹性联轴器，起公称转矩为，半联轴器的孔径，故，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度(2)为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II右段需制出一轴间，故取II-III段的直径 ；左端用轴挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D=100mm。取。(3)初步选择滚子轴承 参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初选圆锥滚子轴承30322,其尺寸为,故,则。右端滚动轴承采用轴肩定位,由手册上查得30322型轴承的定位轴肩高度,因此取。（4）齿轮处，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。齿轮右端采用轴间定位，轴间高度h0.07d,故取h=5,则轴环处直径。轴环宽度，取。（5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，和其他定位尺寸要求，取端盖的外侧端面与联轴器右端面的间距（参看图15-21），故取。（6）取齿轮距箱体内壁之间距离，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知箱体内壁为181mm，齿轮的宽度65mm，则至此已初步确定了轴的隔断直径和长度。3、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由P106表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮和轴良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接,选用平键为,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位室友过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4、确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表15-2取轴端倒角,各轴肩处的圆角半径均为r=2。 7.3.5低速轴强度校核：据结构图可作出轴的计算简图如下:(a) 156mm84mm(b) (c)M(d)T 图三载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T计算弯矩7.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知C点外侵弯矩最大,是危险截面,由P373式15-5及上表中的数值可得 根据所选定的材料,由P362表15-1查得因此,故安全.7.9校核轴承寿命（低速轴）1、 对于30322型轴承,按P322表13-7查得派生轴向力,则有 2、由于,所以轴承2被“放松”,轴承1被“压紧”, 3、根据,查P321表13-5得,轻微冲击,由P321表13-6取,则有 4、计算载荷寿命由于,圆锥滚子轴承轴承,根据手册查得动载荷,则寿命 所以合格7.10键联接强度的校核（低速轴）根据所选平键和查P106表6-2得键的许用挤压应力由P107公式（6-3）得： 所以键合格7.11校核最细轴径处的强度（低速轴）校核最细轴径处的强度：由于联轴处的轴只承受扭距，轴的材料为45钢，由P370查得 故轴安全八.设计计算箱体的结构尺寸名称代号尺寸备注底座壁厚10mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度5mm轴承座连接螺栓凸缘厚度B54mm底座加强肋厚度m10mm箱底加强肋厚度m10mm地脚螺栓直径df20mm地脚螺栓数目n6轴承座连接螺栓直径d116mm箱体内壁与齿顶圆的距离115mm底座高度b215mm箱盖高度h335mm轴承盖固定螺钉孔深度25mm其他圆角R2mm九附件的设计9.1减速器的箱体设计（1）应使箱体具有足够的刚度，采用较大的壁厚或设支撑筋。（2）轴承座孔附近应作成凸台，凸台附近应保证有足够的扳手空间。（3）保证箱盖和箱体的联接刚度，联接凸缘厚度b1和b2应取大些，箱体底凸缘的厚度B应超过箱体内壁。（4）应考虑良好的润滑、密封及散热。齿顶到油池底面的距离不应小于3050 mm，圆柱齿轮浸油深度等于一个齿高，低速极最多不超过分度圆半径的1/3。（5）箱体结构应有良好的结构工艺。（6