二级斜齿减速器课程设计744.55%0.95%590%178%206.5.doc
二级斜齿减速器课程设计744.55%0.95%590%178%206.5
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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744.55%0.95%590%178%206.5,减速器课程设计
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1 本科课程设计（论文）说明书 二级圆柱齿轮减速箱设计 院（系） 机械工程学院 专 业 04 机电 2 班 学生姓名 吴蕾 学生学号 200433005285 指导教师 莫海军 提交日期 2007 年 7 月 12 日 nts 2 机械设计课程设计任务书 一、 设计题目 运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。 设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计 V 带传动、设计两级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。 二、 传动简图 三、 原始数据 运输带拉力 F= 4550 （ N） 运输带速度 V= 0.95 （ m/s） 滚筒直径 D= 590 （ mm） 滚筒及运输带效率 =0.94。 工作时，载荷有轻微冲击。事内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 表 2-3 则有 : 总 =带 4 轴承 2 齿轮 联轴器 滚筒 =0.950.9840.9720.9930.98 =0.8099 (2)电机所需的工作功率： P 工作 =FV/1000总 =45500.95/10000.8099 F=4550N V=0.95m/s D=590mm 总 =0.8099 P 工作 =5.339KW Ped=5.5KW nts 6 =5.339KW 查表 16-1， 16-2 选取电动机 为 Y123M2-6 的 Y 系列三相异步电动机 Ped=5.5KW 满载转速为 960r/min 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒 =601000V/D =6010000.95/590 =19.099r/min 按 表 2-4 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动 高速 级 为斜齿， 传动比范围 I1=36，低速级 用直齿 取 I2=3 4。取 V 带传动比 I3=24，则总传动比范围为 Ia=1896。故电动机转速的可选范围为 nd=（ 1896） 35.77=6433433r/min 符合这一范围的同步转速有 750、 1000、 1500r/min 和 3000r/min。 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选 nd =960r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速， 由表16-1 选定电动机型号为 Y123M2-6。 其主要性能：额定功率： 5.5KW，满载转速 960r/min，额定转矩 2.0。 三、计算总传动比及分配各级的 传 动比 1、总传动比： i 总 =n 电动 /n 筒 =960/19.099=50.264 2、分配各级 传 动比 （ 1） 取 V 带传动比 i 带 =2.51,根据表 2-4(一下无特殊说明则表格皆为 一书表格 )两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比 i1=5.6 i2=3.55 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（ r/min） (0 轴为电动机轴 ) n0=n 电机 =960r/min nI=n0/i 带 =960/2.51=382.47(r/min) nII=nI/i 齿轮 1=382.47/5.6=68.298(r/min) nIII=nII/i 齿轮 2=68.298/3.55=19.23(r/min) 2、 计算各轴的功率（ KW） P0=Pd=5.5KW PI=P0带 =110.95=5.072KW 电动机 转速： nd =960r/min 电动机型号 Y123M2-6 i 总 =50.264 V 带传动比： i 带 =2.51 i1=5.6 i2=3.55 n0 =960r/min nI=382.47r/min nII=68.298r/min nIII=19.23(r/min) P0=5.5KW nts 7 PII=PI轴承 齿轮 =5.0720.980.97=4.87KW PIII=PII轴承 齿轮 =4.870.980.97=4.677KW 3、 计算各轴扭矩（ Nmm） T0=9.55106P0/n0=9.551065.5/960 =53.11Nm TI=9.55106PI/nI =9.551065.072/382.47 =126.644Nm TII=9.55106PII/nII=9.551064.87/68.298 =680.964Nm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551064.677/19.23 =2322.691Nm 运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查： 电动机输 出 I 轴 II 轴 III 轴 N（ r/min） 960 382.47 68.298 19.23 P（ kW） 5.5 5.072 4.87 4.677 T（ Nm） 53.11 126.644 680.964 2322.691 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （ 1） 确定计算功率 Pca 由课本 附表 11.6 得： kA=1.1 Pca=KA PI=1.15.5=6.05KW （ 2） 选择普通 V 带截型 根据 Pca、 nI， 由 教材的附图 11.1 确定选用 A 型 V 带 。 （ 3） 确定带轮基准直径，并验算带速 由 教材附表 11.4和附表 11.7 得， 选取 小带轮基准直径为 D1=125mm 根据教材式（ 9.14），计算从动 带 轮基准直径 D2 D2= D1i 带 =1252.51=313.75mm 验算 带速 V： V=D1 nI /601000 =125960/601000 =6.28m/s 1200（适用） （ 5）确定带的根数 由 nI=960r/min、 D1=125mm、 i 带 =2.51， 根据课本 附 表 11.5a 和附表 11.5b 得 P0=1.4KW， P0=0.11KW 根据课本 附 表 11.8 得 K=0.95 根据课本 附 表 11.9 得 KL=1.01 由课本式（ 9.29）得 Z= Pca/(P0+ P0)KKL =4.1757 取 Z=5 根。 (6)计算 预紧力 F0 由课本 附 表 11.2 查得 q=0.10kg/m，由式（ 9.30） 得 F0=500（ Pca/ZV） （ 2.5/K-1） +qV2 =500（ 6.05/（ 56.28） (2.5/0.95-1)+0.106.282N =161.13N （ 7）计算 作用在轴承的压力 Q 由课本式（ 9.31） 得 Q=2ZF0sin（ 1/2） =25161.13xsin（ 159.1/2） =1584.57N 2、齿轮传动的设计计算 1）高速级斜齿轮传动设计 （ 1）选择齿轮 类型、精度等级、 材料及 齿数 A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表 6.8 选大、小齿轮的材料均为 45钢，并经调质后表 面淬火，齿面硬度为 HRC1=HRC2=45。 B.初 选 8 级精度。 (GB10095-88) C.选小齿轮齿数 z1=26，大齿轮齿数 z2=i1 z1=5.6x26=145.6，取 z2=146。 D.初选螺旋角 为 = 150 考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1 2kT1（ ZHZE） 2(1i 1)/（1adiH2） 1/3 A. 确定公式内的各计算值 Ld=1800mm a=545.575mm 小带轮包角 1=159.101200 Z=5 根 F0=161.13N Q =1584.57N Z1=26 Z2=146 = 150 nts 9 载荷系数 K：试选 Kt=1.5。 小齿轮传递的转矩 TI=126644Nmm 齿宽系数d：由附表 6.4 选取d=1。 弹性影响系数 ZE：由课本附表 6.4 查得 ZE=189.8aMP。 节点区域系数 ZH： ZH= 2 c o ssin c o sbtt由 t a nt a n , t a n t a n c o sc o s nt b t 得 t=20.646900 b=14.076100 则 ZH=2.425 端面重合度a： 1 1 2 2( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a t t a t ta zz 111c o sa r c c o s 2 c o stat anzzh =29.419060 222c o sa r c c o s 2 c o stat anzzh =22.54910 代入上式得a=1.667 接触疲劳强度极限 Hlim ：由课本附图 6.6 按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa 应力循环次数 N1=60n1jLh=60x382.47x1x(2x8x300x10)=1.102x109 N2= N1/i1=1.102x109/3.55=1.967x108 接触疲劳寿命系数 KHN：由课本附图 6.4 查得 KHN1=0.91，KHN2=0.98。 接触疲劳许用应力 H 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 SH=1.0 H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.91/1.0Mpa =910Mpa H2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.98/1.0Mpa =980Mpa 因（ H1+ H2） /2=945 Mpa 1.34 bk dH 32 1019.0)6.01(31.00.1 =1.508 取Hk=1.55 由附图 6.2 查得径向载荷分布系数Fk=1.38 载荷系数 K= 6 2 7 05.10.1 HVA kkkk(5)按实际的载荷系数 验算分度圆直径 3111 tt kkdd=41.043mm 模数： mn=cos xd1/Z1=41.043cos15 /26=1.5248mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2121 c os2FadSaFn zYYYkTm (1) 确定公式中的参数 1. 载荷系数 K Ka=1 KA=1 Kv=1.05 Fk=1.38 K=1x1.05x1x1.38=1.449 2. 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z1=26,Z2=146 由表 6-9 相得 YFa1=2.53 YSa1=1.62 d1=39.942mm v 0.7999m/s K=1.6275 K=1.449 nts 11 YFa2=2.1352 YSa2=1.8384 2. 计算螺旋角影响系数 y ： 轴面重合度 0.318 tan1zd 2.215 Y 1 1x15 /120 0.875 3.许用弯曲应力 F 根据课本 P136（ 6-53）式： F= Flim YSTYNT/SF 由课本图 6-3 查得： KNF1=0.9, KNF2=0.95 Flim1=Flim2 =500MPa 取 SF 1.4 4.计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.9500/1.4Mpa =321.4Mpa F2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.95x500/1.4Mpa =339.3Mpa 5.确定 YSTYNT/F： YST1YNT1/F1 0.01275； YST2YNT2/F2 0.01157；取大值。 (2)计算齿轮模数： m 3 2121 c os2FadSaFn zYYYkTm =1.5022 比较两种强度校核结果，确定模数为 mn 2 4.几何尺寸计算 （ 1） 计算齿轮传动的中心矩 a a=mn (Z1+Z2)/2cos =2.5*(26+130)/2*cos15 =178.06mm 取 a 178mm （ 2） 修正螺旋角： arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.918694 （ 3） 计算齿轮分度圆直径： d1 mn*Z1/cos 53.814mm d2 mn*Z2/cos 301.358mm （ 4） 计算齿轮齿宽： b11dd 53.814mm 调整后取 B2 55mm， B1 60mm mn 2 =14.918694 d1 53.814mm d2 301.358mm B2 55mm B1 60mm nts 12 1）低速级 直 齿轮传动设计 （ 1）选择齿轮 类型、精度等级、 材料及 齿数 A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表 6.8 选大、小齿轮的材料均为 45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为 HRC1=HRC2=45。 B.初 选 8 级精度。 (GB10095-88) C.选小齿轮齿数 z1=26，大齿轮齿数 z2=i2 z1=3.55x26=92.3，取 z2=92。 考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1 2kT1（ ZHZE） 2(1i 1)/（1adiH2） 1/3 A. 确定公式内的各计算值 载荷系数 K：试选 Kt=1.5。 小齿轮传递的转矩 TII=680964Nmm 齿宽系数d：由附表 6.4 选取d=1。 弹性影响系数 ZE：由课本附表 6.4 查得 ZE=189.8aMP。 节点区域系数 ZH： ZH= 2.5 接 触 疲 劳 强 度 极 限 Hlim ： 由 课 本 附 图 6.6 按 硬 齿 面 查 得Hlim1=Hlim2=1000MPa 应力循环次数 N1=60n1jLh=60x68.298x1x(2x8x300x10)=1.967x108 N2= N1/i1=5.54x107 接触疲劳寿命系数 KHN：由课本附图 6.4查得 KHN1=0.95， KHN2=0.98。 接触疲劳许用应力 H 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 SH=1.0 H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.91/1.0Mpa =950Mpa H2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.98/1.0Mpa =980Mpa 因（ H1+ H2） /2=950 Mpa 1.34 bk dH 32 1019.0)6.01(31.00.1 =1.508 取Hk=1.55 由附图 6.2 查得径向载荷分布系数Fk=1.38 载荷系数 K= 502.10.1 HVA kkkk(5)按实际 的载荷系数验算分度圆直径 3111 tt kkdd=88.3mm 模数： m= d1/Z1=88.3/26=3.396mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2121 c os2FadSaFn zYYYkTm (2) 确定公式中的参数 3. 载荷系数 K Ka=1 KA=1 Kv=1.02 Fk=1.38 K=1x1.02x1x1.38=1.4076 2. 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z1=26,Z2=92 由表 6-9 相得 YFa1=2.60 YSa1=1.595 YFa2=2.196 YSa2=1.782 3.许用弯曲应力 F 根据课本 P136（ 6-53）式： F= Flim YSTYNT/SF 由课本图 6-3 查得： KNF1=0.95, KNF2=0.97 Flim1=Flim2 =500MPa 取 SF 1.4 Flim1=Flim2 =500MPa nts 14 4.计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.95500/1.4Mpa =339Mpa F2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.97x500/1.4Mpa =346.4Mpa 5.确定 YSTYNT/F： YST1YNT1/F1 0.01223； YST2YNT2/F2 0.01130；取大值。 (2)计算齿轮模数： 3 2121 c os2FadSaFn zYYYkTm =3.26 比较两种强度校核结果，确定模数为 m 3.5mm 4.几何尺寸计算 （ 5） 计算齿轮传动的中心矩 a a=m (Z1+Z2)/2=2.5*(26+130)/2=206.5mm （ 6） 计算齿轮分度圆直径： d1 m*Z1 91mm d2 m*Z2 322mm （ 7） 计算齿轮齿宽： b11dd 91mm 取 B2 91mm， B1 96mm 六 . 轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 根据课本 P235（ 10-2）式，并查表 10-2，取 c=110 d110 (5.072/382.47)1/3mm=26.04mm 2、轴的结构设计 （ 1）轴上零件的定位，固定和装配 考虑带轮的结构要求及轴的刚度 ,取装带轮处轴径 mind =30mm,按轴的结构要求 ,取轴承处轴径 d=40mm （ 2）确定轴各段直径和长度 初选深沟球轴承 6308,d=40mm,B=23mm 整个轴的设计结构尺寸简图见下图 : a=206.5mm d1 91mm d2 322mm B2 91mm B1 96mm mind =30mm d=40mm nts 15 (3) 按弯矩 合成应力校核轴的强度 1.绘出轴的计算简图 2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力 Ft1 4707N 径向力 Fr1 1773N 轴向力 Fa1 Ft1tan =1261N 带传动作用在轴上的压力为 Q 1585N 计算支反力： 水平面 RAH 2355.631 tF=1272N RBH=Ft1-RAH=3435N 垂直面 因为 Ft1 4707N Fr1 1773N Fa1 1261N Q 1585N nts 16 RAV 235 - 0)23597(25.63 111 QdFF arRAV =2863N 因为 =0， RBV=-RAV+Q+Fr1=-495N 4.作弯矩图 水平面弯矩： MCH=-RBHx63.5=-218.1225N.m 垂直面弯矩： MAV=-Qx97=-153.745N.m MCV1=-Qx(97+171.5)+RAVx171.5=65.432N.m MCV2=RBVx63.5=31.4325N.m 合成弯矩： MA=MAV=-153.745N.m MC1= =227.725N.m MC2= =220.376N.m 5.扭矩计算： T=126.644N.m 6.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数 0.6 计算弯矩为： MCAD= =75.9864Nm MCAA= =171.498Nm MCAC1= =240.068Nm MCAC2= =233.108Nm 7.按弯矩合成应力校核轴的强度 由于轴材料选择 45 号 钢 ， 调 质 处 理 ， 查 表 得=650MPa, ， =30MPa 由计算弯矩图可见 ,c1 剖面的计算弯矩最大 ,该处的计算应力为 : = =15.4MPa15000h，故合格 2. 中间轴： 选用型号为 6310 的深沟球轴承，其基本参数如下： 轴承型号 d D B Cr Cor 6310 50 110 27 47.5 35.6 对于左轴承 ， P1 11541.65N;对于右轴承， P2=8786.37N。 Lh 36 )(60/10( PCn 35600h15000h，故合格 3. 低速轴： 选用型号为 6214 的深沟球轴承，其基本参数如下： 轴承型号 d D B Cr Cor 6214 70 125 24 46.8 37.5 对于左轴承， P1 5693N;对于右轴承， P2=10234N。 Lh 36 )(60/10( PCn 235600h15000h，故合格 八 .键校核 1. 高速轴： 带轮处 选用 C 型键，参数如 下： 键型号 d B b h L C8*63GB/T1096-1979 30 65 8 7 63 Safe 高速轴 6308 的深沟球轴承 Safe 中间轴 6310 的深沟球轴承 Safe 低速轴 6214 的深沟球轴承 Safe C8*63 nts 22 p=5060,键的工作长度 l L-b/2 59mm； k h/23.5mm p 40.886MPa p,安全。 2. 中间轴： 选用 A 型键，参数如下： 键型号 d B b h L 16*53GB/T1096-1979 70 55 16 10 53 p=100120,键的工作 长度 l L-b 37mm； k h/25mm p 96.59MPa p,安全。 3. 低速轴： 齿轮处选用 A 型键，参数如下： 键型号 d B b h L 22*87GB/T1096-1979 80 91 22 14 87 p=100130,键的工作长度 l L-b 65mm； k h/2 7mm,采用双键 ,则有 p 86.4MPa p,安全。 联轴器 选用 A 型键，参数如下： 键型号 d B b h L 20*100GB/T1096-1979 65 110 20 12 100 p=100130,键的工作长度 l L-b 80mm； k h/26mm p 108.81MPa p,安全。 九 .联轴器的选定 联轴器的计算转矩： Tca KAT 3484Nm 故选用 ZL5 弹性柱销齿式联轴器，其参数如下： 联轴器型号 d L n T ZL5 60 142 4000 4000 十 .减速器的润滑 v1=1.65m/s; v2=0.31m/s 因为 v 12m/s,所以齿轮采用 油 润滑，选用 L-AN68 全损耗系统用油（ GB443-1989），大齿轮浸入油中的深度约为 12 个齿高，且不少于10mm。 对于轴承，因为 v12m/s，故可以用 脂 润滑 .由表 14.2 选用钙基润滑脂 L-XAAMHA2(GB491-1987),只需填 充轴承空间的 1/31/2,并在轴承内侧设档油环 ,使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂 . Safe 16*53 Safe 22*87 采用双
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