机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器F=2.5KN,V=1ms,D=300mm【3张图纸】.docx

设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器F=2.5KN,V=1m/s,D=300mm说明书机械设计课程设计任 务 书题目1：展开式二级圆柱齿轮减速器设计 1(1)连续单向运转，工作时有轻微振动，(2)空载起动，使用期限为8件，小批量生产，单班制工作，(3)运输带速度允许误差为5% 。2、设计任务1)选择电机型号；2)设计带传动；3)设计减速器；4)选择联轴器及其它附件。3、工作量1)减速器装配图一张（1号图）；2)零件工作图二张（减速箱、输出轴、输出轴上大齿轮）；3)设计说明书一份（做好设计记录，交设计记录本）。4、数据表 数据编号12345678910运输带工作拉力F/(N)1600180020002200230024002500250029003000运输带工作速度v/(m/s)11.10.90.91.51.211.61.51.4卷筒直径D/(mm)400350300300320300300450400400F=2.5KN,V=1m/s,D=300mm目录第一章 概述31.1 带式运输机31.2 课程设计内容4第二章 电动机的选择42.1 电动机选型和结构形式42.2 电动机功率的选择4第三章 运动和动力参数计算53.1 传动比的确定及分配53.2各轴运动和动力参数计算6第四章 传动零件的设计计算和结构设计74.1 带传动设计计算74.2 高速级齿轮设计计算84.3 低速级齿轮设计计算12第五章 轴的设计计算165.1 高速轴设计计算及校核16（a）185.2中间轴的设计175.3输出轴的设计20第六章 轴承的选择与校核206.1输出轴轴承的校核206.2中间轴与输入轴轴承的选择20第七章 键的选择与校核247.1 输出轴上得键的选择与校核247.2 中间轴与输入轴的键的选择24第八章 箱体设计及其它零件的设计与选择258.1 箱体设计258.2视孔和视孔盖25第九章 润滑与密封的设计与选择259.1润滑方式的选择259.2 润滑剂的选择259.3 密封的选择25参考资料26概述1.1 带式运输机一、传动方案（已给定）1）外传动为V带传动。2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3) 方案简图如下：二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.2 课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。设计工作量(1)减速器装配图（A1） 1张(2)零件工作图（A3）.3张 1）减速器箱体零件图（A3）.1张 2）.低速轴零件图（A3） 1张(3)设计计算说明书 1份电动机的选择2.1 电动机选型和结构形式工业上一般选用Y系列笼型三相异步电动机。这类电动机属于全封闭自扇冷式电动机其结构简单、工作可靠、启动性能好、价格低廉、维护方便。适用于非易燃、非易爆、无腐蚀性和无特殊要求的机械上。2.2 电动机功率的选择 2.2.1 工作机输出功率工作机输出功率为PW（2-1）式中：T为运输机滚筒工作轴转矩，T560Nm；为滚筒转速；由式（2-1）得： 2.2.2 所需电动机的功率所需电动机的功率为Pd (2-2)式中：为运输机的总效率；为带传动效率取0.96；为齿轮传动效率取0.98；为齿轮轴轴承效率取0.99；为联轴器效率取0.99；为卷筒效率取0.96。由式（2-2）得2.2.3电动机型号的选择型号额定功率Ped/KW满载转速nm/（r/min）同步转速n/（r/min）外伸轴直径和长度D/mmE/mm电动机中心高H/mmY132M-43144015003880132运动和动力参数计算3.1 传动比的确定及分配总传动比式中: 为带传动比取2.4为高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比取计算得3.2各轴运动和动力参数计算 3.2.1 各轴转速误差计算在允许误差范围之内 3.2.2各轴功率 3.2.3 各轴转矩参数计算汇总表轴名参数电动机轴（） b c d工作机轴（e）转速n/（r/min）1440600171.463.763.7功率p/kw2.942.802.722.642.51转矩T/Nm19.5044.57151.6395.8376.3传动比i2.43.52.691效率0.950.970.970.95传动零件的设计计算和结构设计4.1 带传动设计计算 4.1.1 确定计算功率根据工作条件查机械设计课本表8-7 工况系数 4.1.2 选择V带的带型根据条件由机械设计课本图8-10选用A型 4.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速由机械设计课本表8-6和表8-8 初选小带轮直径验算速度故带速合适大带轮的基准直径根据机械设计课本表8-8圆整为224mm 4.1.4 确定V带的a和基准长度根据初选所需带的基准长度由机械设计课本表8-2选带的基准长度计算实际中心距中心距的变化范围为455518mm4.1.5 验算小带轮上得包角4.1.6 计算带的根数z单根V带的额定功率 (4-1)由根据查机械设计课本表8-5得,表8-2得由式4-1 V带的根数取3根 4.1.7 计算初拉力最小值由机械设计课本表8-3得A型带的单位长度质量，所以初始拉力4.1.8 计算压轴力压轴力的最小值为4.2 高速级齿轮设计计算 4.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1)选斜齿圆柱齿轮传动其压力角 2)输送机为一般工作机，选7级精度 3）高速级小齿轮选用40Cr（调质)，硬度为280HBS 大齿轮选用钢（调质)，硬度为 240HBS,二者的硬度差为40HBS 4）小齿轮齿数选大齿轮齿数所以 4.2.2按齿面接触强度设计（4-1）（1）确定公式内各参数的值试选=1.3小齿轮传递的扭矩由课本表10-7选齿宽系数查课本图10-20 选取区域系数查课本由表10-5得材料弹性影响系数由课本图10-21计算接触疲劳强度用重合度系数则计算接触疲劳许用应力查图10-19取接触疲劳寿命系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限;取失效概率为1%,安全系数S=1许用接触应力试算小齿轮分度圆直径d1t由式3（4-1）得(2） 调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的准备计算圆周速度计算齿宽b及模数mnt 5)计算载荷系数K查机械设计课本表10-2取使用系数根据，7级精度，由图10-8得动载系数由机械设计课本表10-3查得由机械设计课本表10-4查得故载荷系数 3)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 7)计算模数mn 4.2.3按齿根弯曲强度设计 (4-2）（1） 确定公式内各参数的值1） 计算载荷系数 试选由式（10-5）计算疲劳弯曲强度用重合系数 计算大、小齿轮的并加以比较查取齿形系数由机械设计课本表10-17查得查取应力校正系数由机械设计课本表10-18得由机械设计课本图10-24c查得小齿轮弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限由机械设计课本图10-22取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力，弯曲疲劳安全系数S=1.4因为大齿轮的比小齿轮大2）模数计算由4-2得（2） 调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V 齿宽b 高比b/h 2） 计算实际的载荷系数 根据，7级精度，由图10-8得动载系数 由机械设计课本表10-3查得 由机械设计课本表10-4查得结合b/h=10.66，故载荷系数将模数圆整为m=2按计算应有齿数所以在 4.4.4几何尺寸计算（1） 计算中心距将中心距调整为125mm但因值改变不多故0等不必修正 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径（3） 计算齿轮宽度圆正后4.3 低速级齿轮设计计算 4.3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）选斜齿圆柱齿轮传动 2）输送机为一般工作机，选7级精度。 3）低速级小齿轮选用40Cr（调质)，硬度为280HBS 大齿轮选用钢（调质)，硬度为 240HBS,二者的硬度差为40HBS 4）小齿轮齿数选大齿轮齿数所以 4.3.2按齿面接触强度设计（4-1）（1）确定公式内各参数的值试选=1.3小齿轮传递的扭矩由课本表10-7选齿宽系数查课本图10-20 选取区域系数查课本由表10-5得材料弹性影响系数由课本图10-21计算接触疲劳强度用重合度系数则计算接触疲劳许用应力查图10-23取接触疲劳寿命系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限;取失效概率为1%,安全系数S=1许用接触应力试算小齿轮分度圆直径d1t由式3（4-1）得(2） 调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的准备计算圆周速度计算齿宽b及模数mnt 5)计算载荷系数K查机械设计课本表10-2取使用系数根据，7级精度，由图10-8得动载系数由机械设计课本表10-3查得由机械设计课本表10-4查得故载荷系数 3)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 7)计算模数mn 4.3.3按齿根弯曲强度设计 (4-2）（3） 确定公式内各参数的值2） 计算载荷系数 试选 由式（10-5）计算疲劳弯曲强度用重合系数 计算大、小齿轮的并加以比较查取齿形系数由机械设计课本表10-17查得查取应力校正系数由机械设计课本表10-18得由机械设计课本图10-24c查得小齿轮弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限由机械设计课本图10-22取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力，弯曲疲劳安全系数S=1.4因为大齿轮的比小齿轮大2）模数计算由4-2得（4） 调整齿轮模数3） 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V 齿宽b 高比b/h 4） 计算实际的载荷系数 根据，7级精度，由图10-8得动载系数 由机械设计课本表10-3查得由机械设计课本表10-4查得结合b/h=10.67，故载荷系数将模数圆整为m=2.5按计算应有齿数所以在4.3.4几何尺寸计算（2） 计算中心距将中心距调整为150mm但因值改变不多故0等不必修正 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度圆正后轴的设计计算5.1 高速轴设计计算5.1.1求作用在齿轮上得力圆周力，径向力，及轴向力的方向如图5-2（a）所示5.1.2 初步确定周的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。取A0=115，于是得因为轴上开有键槽将其加大5%为20.2mm5.1.3轴的结构设计图5-15.2中间轴的设计及校核二级小齿轮受力一级大齿轮受力5.2.1确定最小直径选材料为45钢，调制处理，根据表15-3取A0=115应为轴上有键槽需将其加大5%为30.34mm2）轴的校核二级小齿轮受力一级大齿轮受力在垂直面上：F=0，FR1+FR2=FNV1+FNV2=580.8+1379.4=1960.2N解得：FNV1=1088.5N FNV2=871.7N在水平面上解得：FNH1=2163N FNH2=362.2N所以轴安全。根据轴结构图（图5-1）做出轴的计算简图（图5-2a），在确定轴承支点位置时a=30.8mm。因此，简支梁的支承跨距为177.4mm，做出轴的弯矩和扭矩图（图5-2）从图中可以看出截面C是是轴的危险截面先将计算出的截面C处的MH MV及的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2163 N FNH2=362NFNV1=1088.5N FNV2=871.2N弯矩MMH=178990.5Nmm MH=20102.1NmmMV1=74562.25Nmm MV2=48379.25Nmm总弯矩扭矩T 175160Nmm5.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度（a）图5-2根据公式校核危险截面的强度，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，及上表中得数据，轴的计算应力由表15-1查得。因此，故安全图5-35.3输出轴的设计5.3.1求作用在齿轮上得力5.3.2确定最小直径选材料为45钢，调制处理，根据表15-3取A0=15应为轴上有键槽需将其加大5%为41.03mm轴承的选择与校核6.1高速轴轴承的校核1）.高速轴上轴承采用6304型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=20mm 外径D=52mm 宽度B=15mm校核轴轴承是否满足工作要求1）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此轴承1危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63052）.中间轴承的校核中间轴上轴承采用6306型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=30mm 外径D=72mm 宽度B=19mm校核轴轴承是否满足工作要求（1）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：2）低速轴承的校核低速轴上轴承采用6308型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=40mm 外径D=90mm 宽度B=23mm校核轴轴承是否满足工作要求（1） 画轴的受力简图如图3-3-3。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63097键的选择与校核7.1 输出轴上得键的选择与校核齿轮、半联轴器与轴的周向行为均采用平键连接，按d-由表6-1平键的截面键槽用键槽铣刀加工，长度为63mm；同样半联轴器与轴的连接选用平键。根据公式校核键的强度式中：T为传递的转矩T=592.59Nm为键与轮毂键槽的接触高度，键的工作长度，圆头平键为轴的直径为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，由表6-2查得安装齿轮处键的强度计算安装半联轴器处键的强度计算故键键的选择合适。7.2 中间轴与输入轴的键的选择中间轴根据轴的直径选择选键的截面，图5-3中左边键长度取4mm右边键长取63mm。同样取输入轴与带轮连接的键位箱体及附件设计V带3根a=125m=2.5中距150mm最小直径20.2mm最小直径为30.34mm最小直径32.34mm最小直径为41.03mm箱体设计及其它零件的设计与选择8.1 箱体设计箱体结构尺寸表序号代号名称尺寸序号代号名称尺寸1箱座壁厚101