展开式二级圆柱齿轮减速器.docx

课程设计说明书精密机械设计基础基础课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书设 计 者：XXX 学 号：XXXX专 业：XXXX指导老师：xxxX2010年7月6日目录一 设计任务3二 原动机的选择3三 设计V带和带轮6四 齿轮的设计7五 轴的选择设计12六 轴承的核算18七 键连接的选择及校核计算18八 联轴器的选择19九 箱体的设计及附件的选择19十 润滑方式、密封方式简要说明20十一 设计小结20十二 参考数据目录.21一 设计任务设计要求：带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为50%。使用期限为10年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。数据：B9运输机带工作拉力F/（N）:2700运输带工作速度v (m/s):1.5卷筒直径D (mm):400设计任务 减速器装配图1张（A0或A1图纸）； 零件工作图23张（传动零件、轴、箱体等，A3图纸）； 设计计算说明书1份，60008000字。说明书内容应包括：拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴（许用应力法和安全系数法）、键的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。 B方案：展开式二级圆柱齿轮减速器 二 原动机的选择1. 卷筒转速2. 原动机的选择P卷筒=FV 1000h=4.263Kw查表23有：带带传动效率：0.96承每对轴承传动效率：0.98齿圆柱齿轮的传动效率：0.98联联轴器的传动效率：0.99卷-卷筒的效率：0.96则电机至工作机之间的传动装置的总效率：=带承4齿2联卷=0.808所以电动机所需功率p电动机=p卷筒=5.276Kw 由机械设计手册取：p电动机=5.5Kw取V带传动比i带=24,二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机单级圆柱齿轮传动比范围为：i齿=36则电动机转速可选范围为：（18144）*71.66r/min=（1289.8810319.04）r/min根据算得的电动机功率和转速范围，查机械设计课程设计附录表得符合的电动机有Y132S1-2和Y132S-4两种，资料如下：型号额定功率（kw）满载转速（r/min）品质（kg）Y132S1-2 5.529202.02.268Y132S-414402.22.267综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，选取Y132S1-2型总传动比：I总=n满n卷筒=40.75 因I总=i带i齿1i齿2 i齿1=1.31.5i齿2 取i带=2.8 i齿1=1.4i齿2计算得：i齿1=4.51 i齿2=3.22各轴的转速：轴：n1=n满i带=1042.86r/min轴：n2=n1i齿1=231.23r/min轴：n3=n2i齿2=71.81r/min卷筒轴：n4=n3=71.81r/min各轴输入功率：轴：P1=p电动机带=5.2760.96=5.06Kw轴：P2=P1带齿=4.86Kw轴：P3=P2带齿=4.67Kw卷筒轴：P4=承联=4.53Kw各轴输入转矩： T电动机=9950p电动机n电动机=17.26Nm轴：T1=T电动机*i带*带=46.38Nm轴：T2=T1*i齿1*承*齿=200.89Nm轴：T3=T2*i齿2*承*齿=621.25Nm卷筒轴： T4=T3*承*联=602.74Nm传动装置的运动和动力参数：运动和动力参数结果如下表轴名功率（P/Kw）转矩（T/ Nm）转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机5.27617.2629202.80.96轴5.0646.381042.868.460.96轴4.86200.89231.236.060.96轴4.67621.2571.8110.97卷筒轴4.53602.7471.81三 设计V带和带轮外传动带可选取普通V带传动，查表得其工况系数KA=1.2则传动额定功率:PCA=KA*P=5.12Kw查图选择A形V带 小带轮直径：d1=75mmV带速度： V=d1nm601000=11.46m/s 在合适范围525m/s之内 大动带轮直径: d2=id1(1-)=205.8mm(取0.02)查表取d2=212mm初定中心距: a0=1.5d1+d2=430.5mm带长带长:L0=2a0+2d1+d2+d1-d224a0=1322.49mm查表取L0=1400mm实际中心距:a=a0+L0-L0,2=469.26mm小带轮包角：1=180-d1-d2a57.3=163.27120各种参数的确定：查表得：单根V带传递的额定功率P0=1.04Kw额定功率增量P0=0.39小带轮修正系数Ka=0.96带长修正系数KL=0.96V带的根数 Z=P0（P0+P0）KaKL=2.32 取4根单根V带的初拉力：F0=5002.5Ka-1P2v+mv2=96.28N作用在轴上的压力：Fr=2F0Zsin12=762.04N V带轮的结构四 齿轮的设计高速级选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 因传递功率不大，转速高，故大小齿轮均选用硬齿面 小齿面：40Cr （表面淬火） 齿面硬度为 HRC53 大齿面：45 （表面淬火） 齿面硬度为HRC50因采用表面淬火，轮齿变形小，不需磨削，故选用8级精度制造查表取载荷系数K1.3，齿宽系数，初选螺旋角15小齿轮上的转矩：T1=9.55106P1n1=46.34Nm取齿数z1=29 z2=4.5129=130.79 取z2为131，则实际传动比u=4.52计算齿数单量： Zv1=z1cos 3 =32.18 Zv2=z2cos 3 145.36查表得齿形系数：YFa1=2.48 YFa2=2.06 YSa1=1.64 YSa2=1.97 SH=1.0 S F =1.25查表得：Hlim1=11501210MPa Hlim2=11201150MPaFE1=680700MPa FE2=700740MPa许用接触应力：H1=Hlim1/SH=1180MPaH2=Hlim2/SH=1140MPa许用弯曲应力：F1=FE1S F =552MPaF2=FE2S F =576MPa法向模数：mn2KT1YFa1YSa1dZ12F1*cos 2 =1.07取mn=2mm中心距：a=mnz1+z12cos=165.64mm取a=166mm确定螺旋角：=arccosmnz1+z12cos=15.46分度圆直径：d1=mnz1cos=60.18mmd2=mnz2cos=271.84mm齿宽：b=dd1=48.14mm取b1=55mm b2=50mm节点区域系数：ZH=2.5螺旋角系数：Z=cos=0.9查表得弹性系数：ZE=189.8H=ZHZEZ2KT1bd12u+1u=419.16MPa1180MPa=H1齿轮的圆周速度：v=d1n1601000=3.28m/s因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据计算来校核齿轮低速级因传递功率不大，转速高，故大小齿轮均选用硬齿面 小齿面：40Cr （表面淬火） 齿面硬度为 HRC53 大齿面：45 （表面淬火） 齿面硬度为HRC50查表取载荷系数K1.3，齿宽系数，初选螺旋角15小齿轮上的转矩：T3=9.55106P3n3=6.21105Nmm=621.06Nm取齿数z1=29 z2=4.5129=130.79 取z2为131，则实际传动比u=4.52计算齿数单量： Zv1=z1cos 3 =32.18 Zv2=z2cos 3 145.36查表得齿形系数：YFa1=2.48 YFa2=2.06 YSa1=1.64 YSa2=1.97 SH=1.0 S F =1.25查表得：Hlim1=11501210MPa Hlim2=11201150MPaFE1=680700MPa FE2=700740MPa许用接触应力：H1=Hlim1/SH=1180MPaH2=Hlim2/SH=1140MPa法向模数：mn2KT1YFa1YSa1dZ12F1*cos 2 =2.55查表取2.75mm中心距a=mnz1+z12cos=227.16mm取a=228mm确定螺旋角：=arccosmnz1+z12cos=15.23分度圆直径：d1=mnz1cos=82.65mmd2=mnz2cos=373.36mm齿宽：b=dd1=66.12mm取b1=70mm b2=67mm节点区域系数：ZH=2.5螺旋角系数：Z=cos=0.9822查表得弹性系数：ZE=189.8H=ZHZEZ2KT1bd12u+1u=950.22MPa1180MPa=H1齿轮的圆周速度：v=d1n1601000=0.31m/s由上可知，齿轮符合要求。齿轮的几何尺寸 高速级 d1=60.18mm d2=271.84mmha=ha*m=2mmhf=h*+c*m=2.5mmh=hf+ha=4.5mmda1=d1+2ha=64.18mmda2=d2+2ha=275.84mmdf1=d1-2hf=65.18mmdf2=d2-2hf=266.84mm低速级 d1=82.65mm d2=373.36mmha=ha*m=2.75mmhf=h*+c*m=3.44mmh=hf+ha=6.19mmda1=d1+2ha=88.15mmda2=d2+2ha=378.86mmdf1=d1-2hf=75.77mmdf2=d2-2hf=366.48mm齿轮机构有关参数级别z1z2mn/mmnha*齿宽/mm高速级29131215.46151B1=55，B2=50低速级291312.7515.23B1=70，B2=67齿轮的结构设计由于小齿轮，可采用齿轮轴结构；大齿轮因为分度圆半径较大采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=50mm轮毂直径D1=1.6d=80mm轮毂长度L=B2=60mm轮缘厚度=（34）m= 14mm腹板厚度c=0.3B2=18mm，腹板孔直径和腹板中心孔按结构取大齿轮机构：五 轴的选择设计高速轴先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质217-255HBS。取c=110，于是得dmin1=c13p1n1=18.60mm将轴径d增大5%,取外伸段直径dmin1=20mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径（从左到右）：1段轴要安装轴承取直径40mm2段安装小齿轮，分度圆直径为60.18mm3段为肩固定轴承，直径为60mm4段为过渡段，取555段安装轴承，直径为406段为延伸段，直径为407段装联轴器。直径为25根据轴向定位的要求确定轴的各段长度（从左到右）：1段安装轴承6208和轴套，取长度为55mm2段安装小齿轮，取长度为55mm3段为轴肩，不小于7mm，去15mm4段为过渡段，取长102mm5段安装轴承6208，取长20mm6段为延伸段，取长50mm7段由联轴器孔长决定为38mm中速轴先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质217-255HBS。取c=110，于是得dmin2=c23p2n2=30.35mm将轴径d增大5%,取外伸段直径dmin2=35mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径（从左到右）1段轴用于安装轴承6207取直径为35mm2 为小齿轮，分度圆直径为45mm3 段为轴肩取直径60mm4 安装大轮，取外径为55mm5段轴用于安装轴承6207取直径为35mm根据轴向定位的要求确定轴的各段长度（从左到右）1段为轴承6207以长度轴承宽加套筒长，取55mm 2段为小齿轮，故取长为71m 3 段为轴肩取长为15mm 4段装大齿轮，长55mm 5为轴承和轴套，取55mm。低速轴先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质217-255HBS。取c=110，于是得dmin3=c33p3n3=44.22mm将轴径d增大5%,取外伸段直径dmin3=45mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径（从左到右）：1段连接联轴器，直径为45mm。2段为延伸段，直径为50mm3段装轴承6210直径为50mm4段为过渡段直径为60mm。5为轴肩直径为70mm。6段安装大齿轮，直径为557段装轴承6210和轴套为50mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段长度（从左到右）：1段连接联轴器，长度为84mm。2段为延伸段，长度为50mm3段装轴承，长度为23mm4段为过渡，长度为87mm。5为轴肩，不小于7mm，取长度为15mm。6段安装大齿轮，长度为71mm7段装轴承和轴套，取长为55mm。轴（低速轴）的校核 由已知得： =4.67Kw T3=621.25N.m 分度圆直径=373.36mm，F=2700N 计算轮齿受力:圆周力: = =3327.89N径向力： 取=20 =1256.73N轴向力： =347.58N查表计算得：L=215mm K=105mm垂直面的支承反力：F1v=Fr*L2L-Fa*d2L=326.57NF2v=Fr-F1v=930.16N求水平的支承反力： F1H=F2H=Ft/2=1663.95N力F在支点产生的反力：F1F=F*KL=1318.60NF2F=F+F1F=4018.60N绘垂直面的弯矩图：Mav=F2v*L2=99.99NmMav,=F1v*L2=35.11Nm绘水平面的弯矩图:MaH=F1H*L2=178.87Nm a截面产生的弯距图为：MaF=F1F*L2=143.10Nm合成弯矩图:Ma=Mav2+MaH2+MaF=346.67NmMa,=Mav,2+MaH+MaF=325.38Nm求轴传递的转矩:T=Ft*d2=621.25Nm校验:查表取0.6Me=Ma2+(T)2=509.04NmW=d3/32=0.005e=Me0.1d3=30.60MPa-1b=55MPa所以轴安全。高速轴的校核由已知得： =5.06Kw T3=46.38N.m 分度圆直径=60.18mm，F=762.04N =15.46圆周力: = =770.69N径向力： 取=20 =291.04N轴向力： =80.49N查表计算得：L=218mm K=99mm垂直面的支承反力：F1v=Fr*L2L-Fa*d2L=134.41NF2v=Fr-F1v=156.63N求水平的支承反力： F1H=F2H=Ft/2=145.52N力F在支点产生的反力：F1F=F*KL=346.06NF2F=F+F1F=1108.10N绘垂直面的弯矩图：Mav=F2v*L2=17.07NmMav,=F1v*L2=14.65Nm绘水平面的弯矩图:MaH=F1H*L2=15.86Nm a截面产生的弯距图为：MaF=F1F*L2=37.72Nm合成弯矩图:Ma=Mav2+MaH2+MaF=61.02NmMa,=Mav,2+MaH+MaF=59.31Nm求轴传递的转矩:T=Ft*d2=23.12Nm校验:查表取0.6Me=Ma2+(T)2=65.27NmW=d3/32=0.005e=Me0.1d3=5.00MPaL=48000h所以所选轴承寿命合格七 键连接的选择及校核计算已知轴上装齿轮处的轴径d=55，需传递的转矩T=621.25N.m1. 选择键连接的类型和尺寸由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。 根据d=40查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=68mm轮毂宽度小些。2. 校核键连接的强度 键的工作长度l=L-b=52 与轮毂键槽的接触高度k=0.4 h=0.410mm=4由普通平键连接的强度条件为:p=2Tdkl=54.31MPap=110MPa由此可见，连接的挤压强度足够。 其它各轴上的键连接的选择及强度校核计算过程同上。得各轴上键如表所示。键的选择低速轴（齿轮）中速轴低速轴（联轴器处）高速轴（凸轮处）宽度b1616148高度h101097长度L60507034由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全.八 联轴器的选择联轴器的计算转矩Tc=KT，查表取K=1.5，则：Tc=KT=904.11N.m查机械设计手册知选用HL4型号联轴器其主要参数如下：公称转距：Tn=1250N.m轴孔长： L=112mm，L1=84mm 九 箱体的设计及附件的选择材料为HT200铸造箱体名称符号数值（单位mm）零件型号箱座壁厚d8箱盖壁厚d18箱盖凸缘厚b112箱座凸缘厚b12箱座底凸缘厚b220地脚螺钉直径df20M2040GB/T5783-2000地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d115M15100盖与座联接螺栓直径d210M1035GB/T5783-2000联接螺栓d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d38M820GB/T5783-2000检查孔盖螺钉直径d46M615GB/T5783-2000定位销直径d7df、d1、d2至外箱壁距离C122df、d2至凸缘边缘距离C220轴承旁凸台半径R120凸台高度h60外箱壁至轴承座端面距离l150齿轮顶圆与内箱壁距离D110齿轮端与内机壁距离210机座肋厚17机盖肋厚27轴承端盖外径D240轴承端盖凸缘厚度e10轴承旁联接螺栓距离s40十 润滑方式、密封方式简要说明1、润滑方式及牌号齿轮,查新编机械设计手册P607表12-1，选用连续无压润滑方式（2）齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，查新编机械设计手册P615表12-13，选用SH03631992润滑油。2、密封方式（1） 轴承外部与端用半粗羊毛毡圈加以密封（2） 箱盖凸缘结合面与观察孔、油孔之间都采用静密封方式（3） 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定十一 设计小结两个星期的时间就过去了，做