机械设计制造及其自动化专业分流式圆柱直齿二级减速器.docVIP

二级减速器课程设计 2012 级机械设计制造及其自动化专业 学号 学号 2012211436 姓名 姓名 李智李智 专业 专业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 指导老师 指导老师 平芳平芳 二级减速器课程设计二级减速器课程设计 2012 级机械设计制造及其自动化专业 1 课程设计题目 课程设计题目 设计带式输送机中的传送设备 该传送设备的传动系统由电动机 减速器和输送带组成 每日 三 班制工作 每班制 8 小时 天 工作期限为 10 年 计 300 天 年 已知条件 输送带带轮直径 d 380 mm 输送带运行速度 v 0 9 m s 输送带轴所需拉力 f 2800 n 教师姓名 平芳 1234567 输送带带轮直径 d mm 400380420420400400380 输送带运行速度 v m s 1 31 31 10 91 10 90 9 输送带轴所需拉力 f n 3000300030003000350028002800 2 分组名单 分组名单 题号12 34567 一班制杨帆杨其峰张登辉张爽章伟赵辉左霖 两班制杨密尹炎焜张俊张文龙赵成勇赵清左泽青 三班制杨峰袁峰张青松张祥赵东培朱露翔李智 目录 一 设计任务书一 设计任务书 二 传动方案拟定二 传动方案拟定 三 电动机的选择三 电动机的选择 四 计算总传动比及分配各级的传动四 计算总传动比及分配各级的传动 比比 五 运动参数及动力参数计五 运动参数及动力参数计 算算 六 传动零件的设计计六 传动零件的设计计 算算 七 轴的设计计七 轴的设计计 算算 八 滚动轴承的选择及校核计八 滚动轴承的选择及校核计 算算 九 键联接的选择及计九 键联接的选择及计 算算 十 联轴器的选十 联轴器的选 择择 十一 润滑与密十一 润滑与密 封封 十二 参考文十二 参考文 献献 十三 附录 零件及装配图 十三 附录 零件及装配图 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 一一 设计任务书设计任务书 1 技术条件与说明以及设计要求 1 1 技术条件与技术要求 设计一带式运输机 用分流式直齿圆柱齿轮传动二级减速器 单向传动 单 班制 每天工作 8 小时 工作寿命十年 每年按 300 天计算 封闭式环境 电 源方式为三相交流 电压为 380 伏 联轴器采用 hl 型 采用软齿面 材料为 45 号钢调质 轴的材料为 45 号钢 调质处理 毂轮直径 400mm 运输带的带速 v 1 1m s 1 2 设计要求 1 1 输出轴零件图 a4 2 设计计算说明书一份 标准格式 2 原始数据 运输带曳引力 f n 2800 运输带速度 v m s 0 9 滚筒直径 d mm 380 二 传动方案的拟定二 传动方案的拟定 输送机由电动机驱动 电 动机 1 通过联轴器 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 传动系统中采用两级 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 24000h h l f 3500n v 1 1m s d 400mm 分流式二级圆柱 齿轮减速器 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 三 电动机的选择三 电动机的选择 1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求 选用 y y 系列一般用途的三相异步电动机 2 选择电动机的容量 1 毂轮所需功率 w p fv 1000 2800 0 90 9 1000 kw 2 52kw w p 毂轮的转速 w n 60 v d r min 45 26r min w n 2 电动机至毂轮之间传动装置的总效率为 0 83 97 0 99 097 0 99 0 4324 2 3 3 2 1 其中 分别为传动系统中联轴器 轴承及齿轮传动的效 1 2 3 w 率 是毂轮的效率 0 99 0 99 0 97 w 1 2 3 0 97 w 3 确定电动机的额定功率 ed p 设电动机的输出功率为 d p 2 52 0 83 3 04kw d p w p 确定电动机的额定功率 ed p 选定电动机的额定功率 4 kw ed p 3 选择电动机的转速 因 45 26r min w n 该传动系统为分流式圆柱直齿轮传动 查阅教材表 18 1 推荐传动比为 8 40 12 ii i 则总传动比可取 8 至 40 之间 则电动机转速的可选范围为 8 8 45 26 362 08r min 1d n w n 40 40 45 26 1810 4r min 2d n w n 可见同步转速为 1000r min 1500r min 的电动机都符合 这里初选同步转 速为 1000r min 1500r min 的两种电动机进行比较 如下表 2 52kw w p 45 26r min w n 0 83 3 04kw d p 4 kw ed p 362 08r min 1d n 1810 4r min 2d n 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 由参考文献 1 中表 16 1 查得 电动机转速 n r min 方 案 电动机型 号 额定功 率 kw 同步 转速 满载 转速 额定转矩 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 质 量 kg 1y112m 44150014402 22 343 2y132m1 6410009602 02 273 由表中数据 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 价格以及总传动比 即选定方案 1 四 总传动比确定及各级传动比分配四 总传动比确定及各级传动比分配 4 1 计算总传动比 由参考文献 1 中表 16 1 查得 满载转速 nm 1440 r min 总传动比 i nm 1440 45 26 31 82 w n 4 2 分配各级传动比 查阅参考文献 1 机械设计课程设计 中表 2 3 各级传动中 分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比 6 55 则低速级的圆柱齿 1 ii 4 1 3 1 轮的传动比为 31 82 6 55 4 86 2 ii 1 i 电动机型号为 y132s 4 i 31 82 6 55 1 i 4 86 2 i 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 五 计算传动装置的运动和动力参数五 计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴转速 设电动机轴为轴 0 减速器高速级轴为轴 1 中速轴为轴 2 低速级轴为轴 3 滚筒轴为轴 4 则 1440 r min m nn1 1440 6 55 r min 219 85 r min 1 1 2 i n n 219 85 4 86 r min 45 24r min 2 2 34 i n nn 解得滚筒速度在输送带速度允许误差为 5 范围内 2 按电动机额定功率计算各轴输入功率 ed p 4kw ed p kw 3 96kw 11 ed pp 99 0 4 3 96 0 99 0 97 kw 3 8kw 3212 pp 3 8 0 99 0 97 kw 3 65kw 3223 pp 3 65 0 99 0 99kw 3 58 kw 2134 pp 2 各轴转矩 9550 3 96 1440 1 1 1 p 9550t n n m 26 26n m 9550 3 8 219 85 2 2 2 9550t n p n m 165 07n m 9550 3 65 45 24 3 3 3 9550 n p tn m min 45 24 min 219 85 min 1440 43 2 1 rnn rn rn 3 96 kw 1 p 3 8kw 2 p 3 65 kw 3 p 3 58kw 4 p 26 26 1 tn m 165 07 2 tn m 770 5 3 tn m 755 73 4 tn m 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 770 5n m 9550 3 58 45 24 4 4 4 9550 n p tn m 755 73n m 表 3 轴的运动及动力参数 项目电动机轴 0 高速级轴 1 中间轴 2 低速级轴 3 带轮轴 4 转速 r min8545 2445 24 功率 kw 43 963 83 65 3 58 转矩 n m 26 5326 26165 07770 5755 73 传动比 16 554 861 效率 0 990 960 960 98 六 齿轮传动设计六 齿轮传动设计 1 1 高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计 1 选择材料 精度及参数 a 选用直齿圆柱齿轮传动 b 带式运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 gb10095 88 c 材料选择 齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240 hbs d 初选小齿轮齿数 25 则大齿轮齿数 1 z 6 55 25 163 75 2 z 6 55 1 u e 选取齿宽系数 1 0 d d 2 按齿面接触强度设计 按下式试算 3 2 1 1 1 32 2 h e d t zkt d 7 级精度 gb10095 88 齿轮 45 钢 调质 240hbs 25 163 75 1 z 2 z 6 55 1 u 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 1 确定公式内的各计算数值 a 试选 1 3 1 t k b 分流式小齿轮传递的转矩 2 1 t 1 t 13 13n m c 由表查取齿宽系数 1 0 d d 查图表选取弹性影响系数 189 8 e z 1 2 mpa e 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 600 lim f 由式 n 60nj h l 计算应力循环次数 11 60 h nn jl 60 1440 1 72000 6 21 9 10 112 inn 6 21 6 55 9 48 8 10 9 10 g 由图 取接触疲劳寿命系数 0 1 nh k h 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 s 1 得 mpampa s knh h 6006000 1 limh 2 计算 a 按式 计算小齿轮分度圆直径 1t d 带入数据计算 mm 2 3 3 1 600 189 8 55 61 155 6 1013 313 1 32 2 t d 29 08 mm 1 3 1 t k 13 13 1 tn m 1 0 d 189 8 e z 1 2 mpa mpa h 600 lim 21 6 1 n 9 10 9 48 8 10 2 n 0 1 nh k mpa h 600 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 b 计算圆周速度 111 60 1000t vd n 3 14 29 08 1440 60 1000 m s 2 19m s c 计算齿宽 b b 1 29 08mm 29 08mm d 1t d d 计算齿宽与齿高之比 b h 模数mmzdm tt 163 1 111 11 11 921 2 45 32 617 2 25 2 1 hb mmmh t e 计算载荷系数 k 使用系数 1 根据 2 19m s 7 级精度查图表得动载系数 a k 1 v 1 12 v k 查图表得齿间载荷分布系数 1 1 hf kk 查得 7 级精度 小齿轮相对支承对称布置时 285 1 h k 由 b h 11 11 查得 285 1 h k18 1 f k 由式 avhh kk k kk 得载荷系数 1 1 12 1 1 285 1 439 1 k f 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 3 t t k dd k 得 27 52mmmmd 3 1 3 1 439 1 60 26 g 计算模数 m smv 19 2 1 b 29 08mm mmm t 163 1 1 h 2 617mm b h 11 11 1 a k 1 12 v k 1 hf kk 285 1 1 h k 1 18 1f k 1 439 1 k 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 m 27 52 25 mm 1 10 mm 1 d 1 z 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算 mm yy z kt m f safa d 3 2 1 1 2 1 确定计算系数 a 由图表查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 mpa fe 640 b 由图表取弯曲疲劳寿命系数 88 0 fn k c 计算弯曲疲劳许用应力 去弯曲疲劳安全系数 s 1 25 得 pampa s k fefn f m56 450 25 1 64088 0 d 计算载荷系数 由式 avff kk k kk 得 1 1 12 1 1 1 26 1 552 1 k e 查取齿形系数 查图表 2 74 2 20 1f y 2f y f 查取应力校正系数 查图表 1 59 1 83 1s y 2s y g 计算大小齿轮的并加以比较 fs f y y 2 74 1 59 309 76 0 01406 f safay y 11 2 20 1 83 309 76 0 01300 f safa yy 22 小齿轮的数值大 mmd27 52 1 m 1 10mm mpa fe 640 88 0 fn k s 1 25 450 56 mpa f 1 552 1 k 2 74 1f y 2 20 2f y 1 59 1s y 1 83 2s y 0 01406 f safay y 11 0 01300 f safa yy 22 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 2 2 设计计算 mm 3 2 3 1 01406 0 251 1013 13439 1 2 n m 0 95mm 由以上计算结果 取 m 1 5 按接触疲劳强度得的分度圆直径 29 08 1 d mm 计算应有的齿数 取 30 则 6 55 30 196 1 z 211 zu z 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mmmzd455 130 11 mmmzd2945 1196 22 2 计算中心距 169 5mm 2 19630 5 1 1 a 将中心距圆整为 170mm 3 计算齿轮宽度 1 45mm 45mm 11d bd 圆整后取 45mm 40mm 1 b 2 b 4 结构设计 由 e 2 小齿轮做成齿轮轴 1 t m 由 160mm 72000h h l 故所选用轴承满足寿命要求 确定使用深沟球轴承 6209 2 轴 2 上的轴承选择与计算 由轴 2 的设计已知 初步选用深沟球轴承 6208 由于受力对称 故只需 要校核一个 其受力 2174 35n 0 3 n 225 6r min r f 2 2 3 2 3tr ff 2 2 2 2tr ff a f 1 查滚动轴承样本 指导书表 15 5 知深沟球轴承 6208 的基本额定动载荷 c 22800n 基本额定静载荷 15800n 0 c 2 求轴承当量动载荷 p 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 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 a f 课本 p 表 13 6 取 p x y 1 2 1 2174 35 0 n p f r f a f 2609 22n 3 验算轴承寿命 h 3 66 22 2609 22800 6 22560 10 60 10 p c n lh 89292 6h 72000h h l 故所选用轴承满足寿命要求 确定使用深沟球轴承 6208 3 输出轴上的轴承选择与计算 由轴 的设计知 初步选用深沟球轴承 6214 由于受力对称 只需要计算 一个 其受力 2 3369 772 n 0 3 转速 r f 22 44rt ff a f n 70 5 min 1 查滚动轴承样本 指导书表 15 3 知深沟球轴承 6214 的基本额定动载荷 c 46800n 基本额定静载荷 37500n 0 c 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 a f 课本 p 表 13 6 取 1 2 则 p f p x y 1 2 1 3369 772 0 n p f r f a f 4043 7264n 3 验算轴承寿命 h 3 66 7264 4043 46800 5 7060 10 60 10 p c n lh 366481h 72000h h l 故所选用轴承满足寿命要求 确定使用深沟球轴承 6214 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 九 键连接的选择与校核计算九 键连接的选择与校核计算 1 1 输入轴与联轴器的键连接 输入轴与联轴器的键连接 1 由轴 1 的设计知初步选用键 c12 80gb109 79 67 4 1 tn m 2 校核键连接的强度 键 轴和轮毂的材料都是钢 由课本 p 表 6 2 查得许用应力 100 p 120mpa 取 110mpa 键的工作长度 l b 2 80mm 6mm 74mm 键与 p l 轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 8mm 4mm 由式可得 3 210 p t kld 2 67 4 4 74 42mpa kld t p 3 1 102 3 10 10 843mpa 110mpa p 可见连接的强度足够 选用键 c12 80gb1096 79 2 2 齿轮 齿轮 2 2 2 2 与轴 与轴 2 2 的键连接的键连接 1 由轴 2 的设计知初步选用键 12 50gb109 79 2 137 745t 2 tn m 2 校核键连接的强度 键 轴和轮毂的材料都是钢 由课本 p 表 6 2 查得许用应力 100 p 120mpa 取 110mpa 键的工作长度 l b 50mm 12mm 38mm 键与轮 p l 毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 8mm 4mm 由式可得 3 210 p t kld 2 137 745 4 38 42mpa kld t p 3 102 3 10 43 16mpa 110mpa p 可见连接的强度足够 选用键 12 50gb109 79 3 3 齿轮 齿轮 3 3 与轴与轴 2 2 的键连接的键连接 1 由轴 12 90gb109 79ii 的设计知初步选用键 12 90gb109 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 79 275 49t 2 tn m 2 校核键连接的强度 键 轴和轮毂的材料都是钢 由课本 p 表 6 2 查得许用应力 100 p 120mpa 取 110mpa 键的工作长度 l b 90mm 12mm 78mm 键与轮 p l 毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 8mm 4mm 由式可得 3 210 p t kld 2 275 49 4 78 44mpa kld t p 3 2 102 3 10 40 14mpa 110mpa p 可见连接的强度足够 选用键 12 90gb109 79 4 4 齿轮 齿轮 4 4 与轴与轴 3 3 的键连接的键连接 1 由轴 3 的设计知初步选用键 22 90gb109 79 863 97t 3 tn m 2 校核键连接的强度 键 轴和轮毂的材料都是钢 由课本 p 表 6 2 查得许用应力 100 p 120mpa 取 110mpa 键的工作长度 l b 90mm 22mm 68mm 键与轮 p l 毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 14mm 7mm 由式可得 3 210 p t kld 2 863 97 7 68 82mpa kld t p 3 3 102 3 10 44 27mpa 110mpa p 可见连接的强度足够 选用键 22 90gb109 79 5 5 联轴器与轴 联轴器与轴 的键连接的键连接 1 由轴 4 的设计知初步选用键 c16 90gb109 79 863 97t 3 tn m 2 校核键连接的强度 键 轴和轮毂的材料都是钢 由课本 p 表 6 2 查得许用应力 100 p 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 120mpa 取 110mpa 键的工作长度 l b 90mm 8mm 82mm 键与轮 p l 毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 10mm 5mm 由式可得 3 210 p t kld 2 863 97 5 82 55mpa kld t p 3 3 102 3 10 76 63mpa 110mpa p 可见连接的强度足够 选用键 c16 90gb109 79 联轴器的选择 十 联轴器的选择十 联轴器的选择 1 1 输入轴 轴 输入轴 轴 i i 的联轴器的选择 的联轴器的选择 根据轴根据轴 1 1 的设计 选用的设计 选用 hl3hl3 型弹性套柱销联轴器 型弹性套柱销联轴器 3535 钢 钢 其尺寸如下 其尺寸如下 表所示表所示 型号 t n m r mi n n mm 2 dl mm 转动惯量 2 kg m hl36305000421120 6 2 2 输出轴 轴 输出轴 轴 3 3 的联轴器的选择 的联轴器的选择 根据轴根据轴 3 3 的设计 选用的设计 选用 hl4hl4 型弹性柱销联轴器 型弹性柱销联轴器 3535 钢 钢 其尺寸 其尺寸 如下表所示如下表所示 型号t n m r mi n n mm 2 d l mm 转动惯量 2 kg m hl412504000551123 4 十一 减速器附件设计十一 减速器附件设计 1 视孔盖 选用 a 150mm 的视孔盖 2 通气器 选用通气器 经两次过滤 m27 1 5 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 3 油面指示器 根据指导书表 9 14 选用 2 型油标尺 m16 4 油塞 根据指导书 9 16 选用 m16 1 5 型油塞和垫片 5 起吊装置 根据指导书表 9 20 箱盖选用吊耳 d 20mm 6 定位销 根据指导书表 14 3 选用销 gb117 86 a6 30 7 起盖螺钉 选用螺钉 m8 20 十二 润滑与密封十二 润滑与密封 1 齿轮的润滑 采用浸油润滑 由于高速级大齿轮浸油深度不小于 10mm 取为油深 h 57mm 根据指导书表 16 1 选用全损耗系统用油 l an22 2 滚动轴承的润滑 由于轴承的 48500 160000 1 dn minmm r minmm r 9024 160000 2 dn minmm r minmm r 4935 160000 3 dn minmm r minmm r 故选用脂润滑 根据表 16 4 选用滚动轴承脂 zgn69 2 3 密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙 轴 i 轴 ii 及轴 iii 的轴承两端 采用凸缘式端盖 由于采用脂润滑 轴端采用间隙密封 总结总结 机械设计是机电类专业的主要课程之一 它要求我们能结合课本的学习 综合运用所学的基础和技术知识 联系生产实际和机器的具体工作条件 去设 计合用的零部件及简单的机械 起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作 用 有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的 在