减速器课程设计任务书.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 任务序号 专业 班学号 设计者 指导教师 年 月 日 目录一、拟定传动方案2二、选择电动机2三、传动装置动力参数拟定4四、齿轮设计6五、轴和轴承的设计15六、键的设计计算20七、箱体结构设计20八、润滑密封设计22九、联轴器设计22课程设计任务书课程名称：机械设计设计题目：带式输送机的传动装置设计 传动系统示意图 电机两级展开式圆柱齿轮(斜齿)减速器开式齿轮一级减速工作机1电动机；2、4联轴器；3圆柱齿轮减速器；5输送带；6滚筒2 原始数据设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器，原始数据如表所示：皮带的有效拉力F N3200输送带工作速度v m/s 1.30输送带滚筒直径d mm3003 设计条件 1）工作条件：机械厂装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳； 2）使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期定为三年；3）生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备；4）设备要求：固定；5）安装形式：卧式； 6）生产厂：减速机厂。4 工作量 1.减速器装配图零号图1张； 2.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）；3.设计说明书一份约60008000字。一、 拟定传动方案设计方案如图1 电动机；2、4联轴器；3圆柱齿轮减速器；5输送带；6滚筒工作原理：电机两级展开式圆柱齿轮(斜齿)减速器开式齿轮一级减速工作机二、 选择电动机1. 电动机类型按工作要求及工作条件选择Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构。工作电压380V2. 选择电机功率工作机有效功率为Pw=FV1000=3200X1.31000=4.16kw设1234为联轴器，齿轮，轴承及传送带的传动效率，通过查表9.1并计算，可以得出从电动机到工作机的总效率为=1223354=0.9620.9530.9850.97=0.693所以电动机功率为Pd=Pw=4.160.693=6.00kw3. 确定电机转速查表9.2可得二级圆柱齿轮减速器传动比为840，开式齿轮传动比为24，可得整个装置的总传动比为i=（28440）=16160。而工作机卷筒转速为n0=vd=82.76 r/min所以电动机转速范围为nd=in0=（16160）82.76=（1324.1613241.6）r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M4的三相异步电动机，额定功率为7.5kw,额定电流15.4A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量Kg参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比齿轮传动比1Y132M-47.515001440792148017.402.59中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 8三、 传动装置动力参数拟定传动比传动系统的总传动比为i=1440n0=144082.76=17.40考虑零件互换性原则，将开式齿轮及减速器内部试论传动比设定为同一数值，即i0=3i=317.40=2.591.各轴转速设工作机轴，减速器内部轴及开式齿轮轴自电动机至工作机分别为轴0、1、2、3、4，则n1=nd=1440r/minn2=n1/i0=555.98r/minn3=n2/i0=214.66r/minn4=n3/i0=82.88r/minn0=n4=82.88r/min2.各轴输入功率p1=pd1=6.00kw0.96=5.76kw p2=p123=5.76kw0.950.98=5.36kw p3=p223=5.36kw0.950.98=4.99kw p4=p323=4.99kw0.950.98=4.65kw p0=p413=4.65kw0.960.98=4.37kw3.各轴输出功率p1=p10.98=5.76kw0.98=5.64kwp2=p20.98=5.36kw0.98=5.25kwp3=p30.98=4.99kw0.98=4.89kwp4=p40.98=4.65kw0.98=4.56kwp0=p00.980.97=4.37kw0.98=4.28kw4.各轴转矩电动机输出转矩Td=9550pdnm=95506.00kw1440=39.79Nm其余各轴输入转矩为T1=Td1=39.790.96=38.20NmT2=T1i023=38.202.590.950.98=95.95NmT3=T2i023=95.952.590.950.98=234.04NmT4=T3i023=234.042.590.950.98=564.34NmT0=T41=564.340.96=541.77Nm各轴输出转矩T1=T13=38.200.98=37.44NmT2=T23=95.950.98=94.03NmT3=T33=234.040.98=229.36NmT4=T43=564.34 0.98=553.05NmT0=T03=541.770.98=530.93Nm各轴动力参数如表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴6.0039.7914401轴5.765.6438.2037.4414402轴5.365.2595.9594.03555.983轴4.994.89234.04229.36214.664轴4.654.56564.34553.0582.88工作轴4.374.28541.77530.9382.88四、 齿轮设计1. 高速级齿轮设计1） 材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮1 材料：高速级小齿轮选用45Cr钢调质，齿面硬度为280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为 240HBS Z2=iZ1=2.5924=62.16 取63 2 齿轮精度按GB/T100951998，选择IT7级，齿根喷丸强化。2） 按齿面接触强度设计齿轮主要尺寸 d1t32KtT1du1u（ZHZEH)21 试选Kt=1.62 查课本图 10-30，取ZH=2.433；由表10-6得ZE=189.8MPa123 查课本图10-26，取1=0.77，2=0.87=1+2=1.644 由课本表10-7得d=15 计算应力循环次数N1=60n1jLh=6014401（825024）=1.3824109N2=1.38241092.59=5.3371086 查课本图10-19得KHN1=0.93，KHN2=0.967 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%，安全系数S=1查课本图10-21d得Hlim1=600Mpa，Hlim2=550MpaH1=KHN1lim1S=0.936001=558MpaH2=KHN2lim2S=0.965501=528Mpa8 计算小齿轮分度圆d1t32KtT1du1u（ZHZEH)2=42.91mm9 圆周速度v=d1tn1/（601000）=42.911440/（601000）=3.24m/s10 齿宽b=dd1t=189.00=42.91mm11 模数与齿高初选螺旋角=14m=d1tcosZ1=89cos1424=1.73mmh=2.25m=3.89mmbh=11.0312 计算重合度=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.90313 计算载荷系数查课本图10-8得Kv=1.12查表10-2得KA=1查表10-4得KH=1.318，查图10-13得KF=1.19查表10-3得KH=KF=1.2K=KvKAKHKH=1.77114 校正分度圆直径d1=d1t3KKt=42.9131.7711.6=44.38mm15 模数m1=d1cosz1=44.38cos1424=1.79mm3） 按齿根弯曲强度计算尺寸mn32KT1Ycos2dz12（YFaYSaF）1 计算载荷系数K=KvKAKFKF=1.602 查课本图10-28得Y=0.883 计算当量齿数zv1=z1cos3=24cos314=26.27zv2=z2cos3=68.964 齿形系数及应力校正系数查表10-5得YFa1=2.592，Ysa1=1.596；YFa2=2.268，Ysa2=1.7245 计算弯曲疲劳许用应力查表10-20c得FE1=500MPa，FE2=380MPa查课本图10-18得KFH1=0.85，KFN2=0.92选取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.923801.4=249.71MPa6 比较YFaYSaFYFa1YSa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.2681.724249.71=0.01566大齿轮数值较大，选用7 设计计算mn32KT1Ycos2dz12（YFaYSaF）=1.43mm由于按齿面接触强度计算的模数较大，取法面模数m=2.0。但为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度取分度圆直径，即d1=44.38mm，计算齿数z1=d1cosmn=44.38cos142=21.5322z2=uz1=2.5922=574) 几何尺寸计算1 计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=81.42mm取82mm2 修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a14.00改变不多，故，k，zh不必修正3 大小齿轮分度圆直径d1=z1mncos=222cos14=45.35mmd2=z2mncos=572cos14=117.49mm4 计算齿轮宽度b=dd1=145.35=45.35mm圆整后取B1=53mm，B2=47mm2. 低速级齿轮1） 材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮1 材料：高速级小齿轮选用45Cr钢调质，齿面硬度为280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为 240HBS Z2=iZ1=2.5924=62.16 取63 2 齿轮精度按GB/T100951998，选择IT7级，齿根喷丸强化。2） 按齿面接触强度设计齿轮主要尺寸 d1t32KtT1du1u（ZHZEH)21 试选Kt=1.62 查课本图 10-30，取ZH=2.433；由表10-6得ZE=189.8MPa123 查课本图10-26，取1=0.77，2=0.87=1+2=1.644 由课本表10-7得d=15 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60555.981（825024）=5.34108N2=5.341082.59=2.061086 查课本图10-19得KHN1=0.93，KHN2=0.967 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%，安全系数S=1查课本图10-21d得Hlim1=600Mpa，Hlim2=550MpaH1=KHN1lim1S=0.936001=558MpaH2=KHN2lim2S=0.965501=528Mpa8 计算小齿轮分度圆d1t32KtT1du1u（ZHZEH)2=57.98mm9 圆周速度v=d1tn1/（601000）=89.00555.38/（601000）=1.69m/s10 齿宽b=dd1t=157.98=57.98mm11 模数与齿高初选螺旋角=14m=d1tcosZ1=57.98cos1424=2.34mmh=2.25m=5.27mmbh=11.0112 计算重合度=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.90313 计算载荷系数查课本图10-8得Kv=1.12查表10-2得KA=1查表10-4得KH=1.318，查图10-13得KF=1.19查表10-3得KH=KF=1.2K=KvKAKHKH=1.77114 校正分度圆直径d1=d1t3KKt=57.9831.7711.6=59.98mm15 模数m1=d1cosz1=59.98cos1424=2.42mm3） 按齿根弯曲强度计算尺寸mn32KT1Ycos2dz12（YFaYSaF）1 计算载荷系数K=KvKAKFKF=1.602 查课本图10-28得Y=0.883 计算当量齿数zv1=z1cos3=24cos314=26.27zv2=z2cos3=68.964 齿形系数及应力校正系数查表10-5得YFa1=2.592，Ysa1=1.596；YFa2=2.268，Ysa2=1.7245 计算弯曲疲劳许用应力查表10-20c得FE1=500MPa，FE2=380MPa查课本图10-18得KFH1=0.85，KFN2=0.92选取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.923801.4=249.71MPa6 比较YFaYSaFYFa1YSa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.2681.724249.71=0.01566大齿轮数值较大，选用7 设计计算mn32KT1Ycos2dz12（YFaYSaF）=1.61mm由于按齿面接触强度计算的模数较大，取法面模数m=2.0。但为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度取分度圆直径，即d1=59.98mm，计算齿数z1=d1cosmn=59.98cos142=29.1030z2=uz1=2.5930=785) 几何尺寸计算5 计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=111.31mm6 修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=14.01改变不多，故，k，zh不必修正7 大小齿轮分度圆直径d1=z1mncos=302cos14.01=61.84mmd2=z2mncos=782cos14.01=160.78mm8 计算齿轮宽度b=dd1=161.84=61.84mm圆整后取B1=70mm，B2=65mm3. 开式齿轮1） 材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮1 材料：高速级小齿轮选用45Cr钢调质，齿面硬度为280HBS 取小齿齿数=17高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为 240HBS Z2=iZ1=2.5917=44.03 取45 2 齿轮精度按GB/T100951998，选择IT7级，齿根喷丸强化。2） 按齿面接触强度设计齿轮主要尺寸 d1t32KtT1du1u（ZHZEH)21 试选Kt=1.62 初选螺旋角=143 查课本图 10-30，取ZH=2.433；由表10-6得ZE=189.8MPa124 查课本图10-26，取1=0.725，2=0.825=1+2=1.5505 由课本表10-7得d=16 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60204.661（825024）=1.96108N2=1.961082.59=7.571077 查课本图10-19得KHN1=0.94，KHN2=0.958 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%，安全系数S=1查课本图10-21d得Hlim1=600Mpa，Hlim2=550MpaH1=KHN1lim1S=0.946001=564MpaH2=KHN2lim2S=0.955501=523Mpa9 计算小齿轮分度圆d1t32KtT1du1u（ZHZEH)2=80.52mm10 圆周速度v=d1tn1/（601000）=80.52204.66/（601000）=0.86m/s11 齿宽b=dd1t=180.52=80.52mm12 模数与齿高初选螺旋角=14m=d1tcosZ1=80.52cos1417=4.60mmh=2.25m=10.35mmbh=7.7813 计算重合度=0.318dz1tan=0.318117tan14=1.3514 计算载荷系数查课本图10-8得Kv=1.08查表10-2得KA=1查表10-4得KH=1.318，查图10-13得KF=1.17查表10-3得KH=KF=1.2K=KvKAKHKH=1.70815 校正分度圆直径d1=d1t3KKt=80.5231.7081.6=82.29mm16 模数m1=d1cosz1=82.29cos1417=4.70mm3） 按齿根弯曲强度计算尺寸mn32KT1Ycos2dz12（YFaYSaF）1 计算载荷系数K=KvKAKFKF=1.522 查课本图10-28得Y=0.883 计算当量齿数zv1=z1cos3=17cos314=18.61zv2=z2cos3=49.264 齿形系数及应力校正系数查表10-5得YFa1=2.97，Ysa1=1.52；YFa2=2.35，Ysa2=1.685 计算弯曲疲劳许用应力查图10-20c得FE1=500MPa，FE2=380MPa查课本图10-18得KFH1=0.89，KFN2=0.92选取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1FE1S=0.895001.4=458.62MPaF2=KFN2FE2S=0.923801.4=249.71MPa6 比较YFaYSaFYFa1YSa1F1=2.971.52458.62=0.00984YFa2YSa2F2=2.351.68249.71=0.01581大齿轮数值较大，选用7 设计计算mn32KT1Ycos2dz12（YFaYSaF）=2.75mm由于按齿面接触强度计算的模数较大，取法面模数m=3.0。但为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度取分度圆直径，即d1=82.29mm，计算齿数z1=d1cosmn=82.29cos143=26.6227z2=uz1=2.5927=704) 几何尺寸计算1 计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=149.95mm2 修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=13.99改变不多，故之前的参数不必修正3 大小齿轮分度圆直径d1=z1mncos=273cos13.99=83.48mmd2=z2mncos=703cos13.99=216.43mm4 计算齿轮宽度b=dd1=183.48=83.48mm圆整后取B1=90mm，B2=85mm5) 各齿轮数据如下表 轴编号齿数z齿宽b（mm）齿高h（mm）分度圆直径d（mm）中心距a（mm）122533.8945.3581.422大齿轮57473.89117.49小齿轮30705.2761.84111.313大齿轮78655.27160.78小齿轮279010.3583.48149.954708510.35216.43五、 轴和轴承的设计1） 传动轴承的设计1 已知在从动轴上P3=4.99kw，T3=234.04Nm，,n3=214.66r/min2 求作用在齿轮上的力低速级大齿轮分度圆直径为160.78mm圆周力Ft=2T3d2=2911.31N径向力Fr=Fttanncos=1092.07N轴向力Fa=Fttan=725.87N各力方向如图3 初步确定轴的最小值经选取轴的材料为45钢，调质处理，查课本表15-3取A0=112 dmin=A033n3=11234.99214.66=31.96mm取32mm该的最小直径显然是连接轴承处的直径d-。为了满足轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径d-=35mm。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据d-=35mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7207C型，d=35mm，D=72mm，B=17mm根据轴承尺寸，调整d-=35mm，d-=40mm4 中间轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为dDB=35mm72mm17mm，齿轮与轴承之间采用套筒定位，套筒长取24mm，故d-=d-=35mm，l-=B+24+4=45mm取大安装齿轮处的轴段d-=40mm，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位，齿轮毂宽度为47mm。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,根据之前取的套筒长度，取l-=47-4=43mm。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高3.5mm,取d-=47mm。此处长度为两齿轮间距，故取l-=20mm小齿轮安装时，左端用轴肩定位，右端用套筒定位。所以此部分长度应略小于小齿轮轮毂宽度，已知小齿轮宽度b=70mm，故取l-=70-4=66mm。此部分直径d-=40mm取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm。又已知轴承宽度t=17mm，则l-=t+s+a=17+8+16+4=45mm套筒长度l=a+s=24mm轴总长为219mm至此已确定了轴各部分的直径与长度取轴端倒角为245，各轴肩圆角半径取R22） 求轴上载荷1 对于中间轴，T2=95.95Nm，P2=5.36kw，n2=555.98r/min，大齿轮分度圆为117.49mm。则：圆周力Ft=2T2d=1633.33N径向力Fr=Fttanncos=612.68N轴向力Fa=Fttan=407.23N查课程设计手册得7207C型轴承的a=15.7mm。因此,做为简支梁的轴的支承跨距L=219-2a=219-215.7=187.6mm。其中L1=48.8mm，L2=78.5mm，L3=60.3mmL1与L2的相交截面处FNH1=L2+L3LFt=1208.46NFNH2=L1LFt=424.87NFNV1=FrL2+L3+FaD2L=496.72NFNV2=Fr-FNV1=115.96NMH=58972.85NmmMNV1=FNV1L1=24239.94NmmMNV2=FNV2（L2+L3）=16095.25NmmM1=2MH2+MNV12=63760.27NmmM2=2MH2+MNV22=61129.81Nmm小齿轮分度圆直径为61.84mm，则此处圆周力Ft=2T2d=3103.17N径向力Fr=Fttanncos=1164.04N轴向力Fa=Fttan=773.71NL2与L3相交截面处FNH1=L1+L2LFt=2105.72NFNH2=L3LFt=997.45NFNV1=FrL1+L2+FaD2L=872.67NFNV2=Fr-FNV1=291.82NMH=126974.92NmmMNV1=FNV1L3=52622.00NmmMNV2=FNV2（L1+L2）=37148.67NmmM1=2MH2+MNV12=54131.65NmmM2=2MH2+MNV22=39257.93Nmm2 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6，根据ca=2M12+(T2）2W，可以求出：对于L1与L2的相交截面处ca=2M12+(T2）2W=9.96MPa对于L2与L3相交截面处ca=2M12+(T2）2W=8.46MPa选定的材料为45钢，查课本表15-1得-1=60MPa。ca-1。所以，此轴安全。3 精确校核轴的疲劳强度首先，l-和l-直接与轴承连接，只受扭矩作用。虽然轴肩及过渡配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以l-和l-的截面不需校核第二，截面、的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，大齿轮安装截面A的应力最大。截面、的应力集中影响相近，但截面、不受扭矩作用，轴径也较大，故不必做强度校核。齿轮截面A处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里的直径很大，故截面A也不需校核。最后，键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数W=0.1d=0.140=6400mm抗扭截面系数WT=0.2d=0.240=12800mm此处弯矩M=63760.2748.8-23.548.8=33056.04Nmm此处扭矩为T2=95.95Nm弯曲应力b=MW=33056.046400=5.17MPa扭转切应力T=T2WT=95.95Nm12800mm=7.50MPa轴材料为45钢，查课本表15-1得B=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa因为rd=2.040=0.05，Dd=4740=1.175，查表附3-2，经插值得=2.0，=1.31又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82，q=0.85所以，有效应力集中系数按表附3-4中查得的计算式计算，得：k=1+q（-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82k=1+q（-1）=1+0.85（1.31-1）=1.26由附图3-2查得尺寸系数=0.67；由附图3查得扭转尺寸系数=0.82轴按磨削加工，由附图3-4查得表面系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，故综合系数为K=k+1-1=1.82/0.67+1/0.92-1=2.80K=k+1-1=1.26/0.82+1/0.92-1=1.62碳钢特性系数=0.10.2，取0.1；=0.050.1，取0.05于是，安全系数S=-1Ka+m=20.21S=-1Ka+m=24.75Sca=SS2S+S=15.66s说明该轴在截面左侧的强度是足够的截面右侧抗弯截面系数W=0.1d=0.147=10382.3mm抗扭截面系数WT=0.2d=0.247=20764.6mm此处弯矩M=63760.2748.8-23.548.8=33056.04Nmm此处扭矩为T2=95.95Nm弯曲应力b=MW=33056.0410382.3=3.18MPa扭转切应力T=T2WT=95.95Nm20764.6mm=4.62MPa由附表3-8，用插值法求出k=3.16k=0.8k=0.83.16=2.53 轴按磨削加工，由附图3-4查得表面系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，故综合系数为K=k+1-1=3.16+1/0.92-1=3.25K=k+1-1=2.53+1/0.92-1=2.62于是，安全系数S=-1Ka+m=26.61S=-1Ka+m=25.13Sca=SS2S+S=18.27s说明该轴在截面右侧的强度是足够的因无过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，可略去静强度校核校核结束六、 键的设计计算1 键的连接类型与尺寸因为射击精度为IT7，有定心精度要求，所以用平键根据d-=d-40mm，查课本表6-1，选用键的尺寸bh=128大齿轮的键L1=28mm，小齿轮的键L2=50mm2 校核键的连接强度查课本表6-2得p=110MPa工作长度l1=L1-b=28-12=16mm，l2=L2-b=50-12=38mm3 键与轮毂键槽的接触高度k1=k2=0.5=0.5h=4mmp1=2T21000kl1d=42.83MPap2=2T21000kl2d=23.99MPa二者均小于p，所以都适用取标记为键1：1228 GB/T 10962003键2：1250 GB/T 10962003七、 箱体结构