二级斜齿减速器课程设计382%1.1%3..%100%150.doc
二级斜齿减速器课程设计382%1.1%3..%100%150
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计382%1.1%3..%100%150,减速器课程设计
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机械设计课程设计说明书 设计题目 带式运输机传动装置的设计 控制工程学 院（系） 机械工程及自动化 专业 年 级 2009 设计人 指导教师 完成日期 2012 年 1 月 7 日 nts 目录 1 传动方案的分析论证 . 5 1.1 传动装置的组成 . 5 1.2 传动装置的特点 . 5 1.3 确定传动方案 . 5 1.4 传动方案的分析 . 5 2.电动机的选择 . 5 2.1 选择电动机的类型 . 5 2.2 选择电动机的功率 . 5 2.3 确定电动机的转速 . 6 3.传动比的计算及分配 . 6 3.1 总传动比 . 6 3.2 分配传动比 . 6 4.传动装置运动及动力参数计算 . 7 4.1 各轴的转速 . 7 4.2 各轴的功率 . 7 4.3 各轴的转矩 . 7 5.减 速器的外传动件的设计 . 8 5.1 选择 V 带型号 . 8 5.2 确定带轮基准直径 . 8 5.3 验算带的速度 . 8 5.4 确定中心距和 V 带长度 . 8 5.5 验算小带轮包角 . 9 5.6 确定 V 带根数 . 9 5.7 计算初拉力 . 9 5.8 计算作用在轴上的压力 . 9 5.9 带轮结构设计 . 9 6.高速级斜齿圆柱齿轮 的设计计算 . 10 6.1 选择材料、热处理方式和公差等级 . 10 6.2 初步计算 传动的主要尺寸 . 10 6.3 确定传动尺寸 . 11 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度 . 13 6.5 计算齿轮传动其他几何尺寸 . 14 7.低速级直齿圆 柱齿轮的设计计算 . 15 7.1 选择齿轮的材料 . 15 7.2 确定齿轮许用应力 . 15 7.3 计算 小齿轮分度圆直径 . 16 7.4 验算接触应力 . 16 7.5 验算弯曲应力 . 17 7.6 计算齿轮传动的其他尺寸 . 17 7.7 齿轮作用力的计算 . 18 8 中间轴的设计计算 . 18 8.1 已知条件 . 18 nts 8.2 选择轴的材料 . 19 8.3 初算轴径 . 19 8.4 结构设计 . 19 8.5 键连接 . 21 8.6 轴的受力分析 . 21 8.7 校核轴的强度 . 23 8.8 校核键连接的强度 . 23 8.9 校核轴承寿命 . 23 9.高速轴的设计与计算 . 24 9.1 已知条件 . 24 9.2 选择轴的材料 . 24 9.3 初算最小轴径 . 24 9.4 结构设计 . 25 9.5 键连接 . 27 9.6 轴的受力分析 . 27 9.7 校核轴的强度 . 29 9.8 校核键连接的强度 . 30 9.9 校核轴承寿命 . 30 10.低速轴的设计与计算 . 31 10.1 已知条件 . 31 10.2 选择轴的材料 . 31 10.3 初算轴径 . 31 10.4 结构设计 . 31 10.5 键连接 . 33 10.6 轴的受力分析 . 33 10.7 校核轴的强度 . 35 10.8 校核键连接的强度 . 35 10.9 校核轴承寿命 . 36 11 润滑油 与减速 器附件 的 设计 选择 . 36 11.1润滑油的选择 . 36 11.2油面指示装置 . 36 11.3视孔盖 . 37 11.4通气器 . 37 11.5放油孔及螺塞 . 37 11.6起吊装置 . 37 11.7起盖螺钉 . 37 11.8定位销 . 37 12 箱体结构设计 . 38 13 设计小结 . 39 14 参考文献 . 39 附：装配图与零件图 nts 一般设计变速箱步 骤 1.选电动机。根据已知条件计算电动机的功率 根据功率 P和满载转速 n用来查询选用电动机的型号机械设计手册 2.计算各传动轴功率。从电机轴开始，根据所选用轴承、联轴器、垫圈等等轴承部件的效率，看成串联效率，计算出每个传动轴的传递功率。这些效率在设计前，一般还不知道具体轴承型号，只是给出一个选用的效率范，比如，滚动轴承： 0.96 0.99，推力轴承 0.97 。 计算时候，任选一个进行设计。 包括估选零件效率、 计算各级传动效率、 计算各轴传递转矩 计算各轴计算转速（各轴在传动中是否变速是否有多种转速， 如：是否是二联三联滑移齿轮，如果有变速情况要把综合出来的计算转速作为该轴的一个理想固定转速，后续nts 计算都要用该转速进行设计，不可变来变去）、 计算各轴传递功率 设计任务 带式运输机传动装置的设计。 已知条件： 1运输带工作拉力 F = 2 kN； 2运输带工作速度 v = 1.1 m/s； 3滚筒直径 D = 300 mm； 4滚筒效率 j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6使用折旧期： 8 年； 7工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35； 8动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V； 9检修间隔期： 4 年一次大修， 2 年一次中修，半年一次小修； 10制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 图 1 动力及传动装置 D v F nts 设计计算及说明 结果 1.传动方案的分析论证 机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。 1.1 传动装置的组成： 传动装置由电 机、减速器、工作机组成。 1.2 传动装置的特点 ： 齿轮相对于轴承 的位置不对称 ，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 1.3 确定传动方案： 合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案 。初步确定传动系统总体方案 为 二级 展开 式圆柱齿轮减速器 ， 设计图如下： 2 3 5 4 1IIII I IIVPdPw图一：传动系统总体方案设计图 1.4 传动方案的分析 ： 结构简单，采用带传动与齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时由于 V 带传动具有良好的缓冲 ，吸振性能，符合 大起动转矩工况要求，成本低，nts 使用维护方便 。 2.电动机的选择 2.1 选择电动机的类型 根据用途选用 Y（ IP44）系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机 （ 而为了选出电动机，必须先 根据已知设计条件和数据， 计算 并确定 电动机的额定功率和电机满载转速 ，如下 2.2 和 2.3） 2.2 选择电动机的功率 （点评：计算功率是为 了确定电动机的功率，从而根据这一功率选用额定功率相近的标准化系列化的电动机） 由已知条件可知，传送带所需的拉力 F=2KN，传输带工作速度 v=1.1 m/s，故 输送带所需功率为 wP=1000Fv=2.2KW 由 【 2】表 1-7 查得滚筒效率 滚=0.96，轴承效率 轴 承=0.99，联轴器效率 联=0.99，带传动的效率 带=0.96，齿轮传递效率 齿 轮=0.97。 电动机至工作机之间传动装置的总效率为 42 总 带 联轴 承 齿 轮 滚=0.8246 电动机 提供 工作 的 输出功率 为 0Pwp 总=2.66kw 根据 P0 查 2表 12-1，选取 电动机的额定功率为 edp=3KW 2.3 确定电动机的转速 由已知，滚筒的直径为 D=300mm，工作速度为 v=1.1 m/s，所以 输送带带轮的工作转速为 wn= 1000 * 60 * vD=70r/min V 带传动比 i带=24，二级减速器常用的传动比为 i内=840 总传动比的范围 i总=i带*i内=16160 电动机的转速范围 为 0n=i总*wn=112011200 r/min 查 2表 12-1， 符合这一转速的范围的电动机 同步转速 有 1500r/min ，3000r/min 三种， 初选 1500r/min ， 满载转速 （查表才知道）mn=1420r/min F=2000N wP=2200KW 总 =0.96 0P=0.8246 edP=3000KW wn=70r/min mn=1420r/min nts 根据 Ped 和同步转速选择 型号 为 Y100L2-4 的电动机。 3.传动比的计算及分配 （这步是为了计算各传动轴的速度） 3.1 总的传动比 i总 = mwnn =142070 r/min =20.28r/min 3.2 分配传动比 根据带传动比范围 （查书才知道） ， 初步选 取 V 带传动比为 i带=2.46，则 减速器的传动比为 i=ii总带=8.23 高速级传动比 为 i高= (1.3 1.4) * i =3.273.39。取 i高=3.3 低速级传动比 为 i低= ii高=8.233.3=2.49 4.传动装置运动及动力参数计算 4.1 各轴 的 转速 轴（高速轴）01 1420 / m i n 5 7 7 . 2 3 / m i n2 . 4 6nn r ri 带 轴（中间轴）12 5 7 7 . 2 3 / m i n 1 7 4 . 9 1 / m i n3 . 3nn r ri 高轴（低速轴）23 1 7 4 . 9 1 / m i n 7 0 . 2 4 / m i n2 . 4 9nn r ri 低轴（滚筒轴）3 7 0 . 2 4 / m i nwn n r4.2 各轴的 功率 i总 =20.28r/min i带 =2.46 i=8.23 i高 =3.3 i低 =2.49 1 5 7 7 .2 3 / m i nnr2 1 7 4 .9 1 / m i nnr3 7 0 .2 4 / m innr7 0 .2 4 / m inwnr 1p=2.55kw 2p=2.45kw 3p=2.35kw wp=2.31kw nts 轴（高速轴）1p=带*0p=0.96*2.66kw =2.55kw 轴（中间轴）2p=轴 承*齿 轮*1p=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw 轴（低速轴）3p=齿 轮*轴 承*2p=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw 轴（滚筒轴）wp=4p=联*轴 承*3p=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw 4.3 各轴的转 矩 电动机轴 0T=9550*00Pn =9550* 2.661420 Nm =17.89Nm 轴（高速轴）1T=9550*11pn =9550* 2.55577023 Nm =42.19Nm 轴（中间轴）2T=9550*22pn =9550* 2.45174.91 Nm =133.77Nm 轴（低速轴）3T=9550*33pn =9550* 2.3570.24 Nm =319.51Nm 轴（滚筒轴）4T=9550*wwpn =9550* 2.3170.24 Nm =314.07Nm 表一 传动装置各轴主要参数计算结果 轴号 输入功率 P/kW 转速 n/(r/min) 转矩 T/N m 传动比 i 电动机轴 2.66 1420 17.89 i带 =2.46 i高 =3.3 i低 =2.49 轴（高速轴） 2.55 577.23 42.19 轴（中间轴） 2.45 174.91 133.77 轴（低速轴） 2.35 70.24 319.51 轴（滚筒轴） 2.31 70.24 314.07 5.减速器的外传动 件的设计 5.1 选择 V 带型号 （需要确定 主动带轮 的 传 动轴转速 、和带轮传递的功率，因为有动载荷，故要乘以工况系数计算出 P） 考虑到在和变动较小 ， 查【 1】表 7-5 得 V 带 工作情况系数 AK=1.1，则 dp=AK*0p=1.1*2.66kw=2.93kw 0T=17.89Nm 1T=42.19Nm 2T=133.77Nm 3T=319.51Nm 4T=314.07Nm 选择 A 型普通 V 带 1D=100mm 2D=250mm nts 根据 nm=1420r/min，dp=2.93kw，由 【 1】图 7-17 选择 A 型普通 V 带。 5.2 确定带轮基准直径 由 【 1】图 7-17 可知 ， A 型普通 V 带推荐 小带轮直径 范围1D=80100， 初选 小带轮1D=100mm，则大带轮直径为 2D=i带*1D=2.46*100mm=246mm，由【 1】表 7-7，取2D=250mm。 5.3 验算带的速度 v带 = 10n60 1000D = 1 0 0 1 4 2 06 0 1 0 0 0 =7.45m/s 120 5.6 确定 V 带根数 查 【 1】表 7-9 K=0.95,由 表 7-3 得 ，lK=1.11， 由 表 7-10 得 ，0p=0.17，带速符合要求 0a=350mm dL=1250mm a=342.08mm 1=155.5 120 合格 z=4 nts 由表 7-8，得0p=0.63 z= 00()dlpp p K K = 2 . 9 3( 0 . 6 3 0 . 1 7 ) 0 . 9 5 1 . 1 1 =3.47 取整 z=4 5.7 计算初拉力 由 【 1】表 7-11 查得 V 带单位长度质量 m=0.1kg/m,则单根 V 带张紧力 0F=22 . 55 0 0 m vdpKz v K 带 （ ） +=500 2.934 7.45（ 2.5 0.950.95） +0.1 27.45 =103.97N 5.8 计算作用在轴上的压力 Q=2z0Fsin 2=2 4 103.7 sin 77.9 =813.3N 5.9 带轮结构设计 小带轮采用实心质，由 【 1】 表 7-4， e=15 0.3，minf=9，取 f=10.在 【 2】表 12-5 查得0D=28mm 轮毂宽： L带 轮=（ 1.52.0）0D=4256mm，初选 L带 轮=50mm 轮缘宽： B带 轮=(z-1)*e+2f=65mm 大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。 6.高速级斜齿圆柱齿轮 的设计计算 6.1 选择 材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由 【 3】表 8-17 的齿面平均1HBW=236, 2HBW=190HBW， HBW-2HBW=46HBW，在 3050HBW 之间。选用 8 级精度 0F=103.97N Q=813.3N 45 钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8 级精度 nts 6.2 初步计算 传动的主要尺寸 因为平均硬度小于 350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合）。 2131 2 1EHdHZ Z Z ZkT udu (1) 小齿轮传递的转矩为 1T=42190N*mm (2) 初选 k =1.2，由 【 3】表 8-18 得 d=1.1 (3) 由 【 3】表 8-19 得弹性系数 EZ=189.8 (4) 初选 =12，由 【 3】图 9-2 查得 查得节点系数 HZ=1.72。 (5) 齿轮的传动比为 u=3.3，初选 1Z=23，则2Z=u*1Z=3.3*23=75.9，取整数76,则端面重合度为=1.88-3.2*(1211ZZ )cos =1.66 轴向重合度为 =0.318*d*1Z*tan =1.71 (6) 由 3图 8-3 查得 重合度系数 Z=0.775 (7) 由 3图 11-2 查得 螺旋角系数 Z=0.99 (8) 许用接触应力可用下式计算 H = lim*NHHZ S 计算lim1H=2HBW+69=2*236+69=541MPa lim2H=2HBW+69=2*190+69=449 MPa 大小齿轮的应力循环次数为 1N=60* 1n*a hL=60*577023*2*8*365*8=1.618* 910 h 2N= 1Nu= 91.618*103.3=4.903* 810 h 由 【 3】图 8-5 查得 寿命系数 1NZ=1.0，2NZ=1.05 取安全系数 HS=1.0 1Z=23 2Z=75.9 1H=541 MP 2H=471.45 MPa nts 则小齿轮的许用接触应力为 1H=lim1*NHHZ S =541 MPa 大齿轮的许用接触应力为 2H=lim 2*NHHZ S =471.45 MPa 故minH=472 MPa 初算小齿轮的分度圆1td得 2131 2 1EHtdHZ Z Z ZkT udu = 23 2 1 . 2 4 2 1 9 0 ( 3 . 3 1 ) 1 8 9 . 8 2 . 4 6 0 . 7 7 5 0 . 9 9()1 . 1 3 . 3 4 7 2 =41.03mm 6.3 确定传动尺寸 计算载荷系数 查得使用系数 AK=1.0 v= 11* * n60*1000td = 4 1 . 0 3 * * 5 7 7 . 2 36 0 * 1 0 0 0=1.24m/s 由 3图 8-6 查得 齿间载荷分配系数 vK=1.05 由 3图 8-7 查得 齿向载荷分配系数 K=1.21 由 3表 8-22 查得 齿间载荷分配系数 K=1.2 载荷系数 k=K*K*vK*AK=1.*1.05*1.21*1.2=1.52 对1td进行修正，因 k 与 k 有较大的差 异，故需对由计算出的 k 进行修正 1d=1td*3 kk=41.03*3 1.521.2=44.39mm 确定模数 nm=11*cosd z =1.89 取整 nm =2 中心距 1a=122coszz= 23 762cos12 =101.21mm 圆整 1a=100mm minH=472 MPa 1td 41.03mm K=1.52 1a=100mm nts 螺旋角为 =arcos121* ( )2nm z za =8.1 因 值与初选值相差较大，故对与 有关的参数进行修正， 由【 3】图 9-2查得 ，HZ=2.48 端面重合度系数 =1.88-3.2,(1211ZZ )cos =1.68 轴向重合度为 =0.318d 1Z tan=1.37 由 【 3】图 8-3 查得 重合度系数 Z=0.774 由 【 3】图 11-2 查得 螺旋角系数 Z=0.992 2131 2 1*EHtdHZ Z Z ZkT udu = 23 2 * 1 . 5 2 * 4 2 1 9 0 ( 3 . 3 1 ) 1 8 9 . 8 * 2 . 4 8 * 0 . 7 7 4 * 0 . 9 9 2* * ( )1 . 1 3 . 3 4 7 2=44.66mm 精确计算圆周速度为 v= 11* * n60*1000td = 4 4 .6 * * 5 7 7 .2 36 0 * 1 0 0 0=1.35m/s 由图 8-6 查得 动载荷系数 vK=1.09 k=K*K*vK*AK=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58 1d=1td*3 kk=*3 1.581.2=45.24mm nm=11*cosd z =1.95,取标准值 nm =2 1d=1*cosnmz= 2*23cos8.1mm=46.46mm 2d=1*cosnmz= 2*76cos8.1mm=116.68mm b=d*1d=1.1*46.46=50.11mm，取整 2b=50mm 1td 44.66mm nm=2 1d=46.46mm 2d=116.68mm 2b=50mm 1b=60mm nts 1b=2b+（ 510） mm 取1b=60mm 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根的疲劳强度条件 12 * * *F F S B FnkT Y Y Y Yb m d其中 k=1.52，1T=42190Nmm，nm=2，1d=46.46mm， b= 50mm 齿形系数 FY和应力修正系数SY，当量齿数为 1vZ=1 3cosz=323cos12 =23.70 2vZ=2 3cosz=376cos12 =78.32 由 3图 8-8 查得 FY=2.68，SY=2.25 由 3图 8-9 查得 1SY=1.57，2SY=1.76 由 3图 8-10 查得 重合度系数 Y=0.72 由 3图 11-3 查得 螺旋角系数 Y=0.93 许用弯曲应力 li m* NFFFY S 由 3表 8-11 查得 弯曲疲劳极限应力为 lim1F=1.8HBS=425MPa lim2F=1.8HBS=342 MPa 由 3图 8-11 查得 寿命系数 1NY= 2NY=1 由 3表 8-20 查得 安全系数 FS=1.6 1 li m 11 * NFFFY S =265.6MPa 2 l i m 22 * NFFFY S =213.8MPa nts 11 1 112 * * *F F SnkT Y Y Y Yb m d = 2 * 1 . 5 8 * 4 2 1 9 0 * 2 . 6 8 * 1 . 5 7 * 0 . 7 2 * 0
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