二级减速器课程设计.docx

河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书2010/2011学年 第1学期机械设计基础课 程 设 计题目名称 展开式二级圆柱齿轮减速器学院（系） 机电学院专 业 材料成型机控制工程班 级 08级01班学 号 0800102姓 名 杨欢 指导教师 高瑞贞河北工程大学2010年11月设计题目： 二级减速器设计数据：运输带传递的有效圆周力F=2850N运输带速度V=0.85m/s滚筒的计算直径D=410mm设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。工作条件：工作时间10年，每年按300天计 单班工作（每班8小时）。传动示意图如下： 21 目录 一、选择电机3二、确定传动装置的总传动比和分配传动比3三、计算传动装置的运动和动力参数4四、设计V带和带轮4五、齿轮的设计5六、链设计8八、滚动轴承的选择及校核计算12FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N13九、链传动的设计14十、减速器机体结构及尺寸153、箱体结构应具有良好的工艺性16十一、各项参数19十二、设计小节21十三、参考资料21一、 选择电机1. 工作机所需功率P工作：P工作=FV1000=2850*0.851000=2.4225 kw.1带传动效率：0.952每对轴承传动效率：0.993圆柱齿轮的传动效率：0.984链传动效率：0.97 5联轴器的传动效率：0.99 6卷筒的传动效率：0.96说明：总电机至工作机之间的传动装置的总效率：总=1*26*32*4*5*6=0.95*0.996*0.982*0.97*0.99*0.96 =0.792P电机=P工作总=2.42250.792kw=3.06kwp额=P电机*Ka=3.06*1.4kw=4.284kw p额=4.0kw , 转速n=1440r/min n滚筒=60*1000*vD=60*1000*0.85*410=39.61r/min查机械设计课程实际第7页表2.1：取V带传动比i=24, 链传动比i=840, 齿轮传动比i=36 所以电动机转速的可选范围是： n电动机=n滚筒*i总=159338232r/min 初选电动机同步转速为1440 r/min 根据电动机所需功率和转速查手册第167页表12-1查出电动机型号为Y112M-4。其额定功率为4.0KW，工作输出功率为2.4KW。基本符合所需设计要求。二、 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比：i总= n电动机n滚筒= 144039.61=36.35平均传动比：i平均 = 436.25=2.455分配传动比：取i带=1.89, i链=2.0, i齿轮1=3.0，i齿轮2=3.21三、 计算传动装置的运动和动力参数 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、 3轴,1.各轴转速： n1=n电动机i带=14401.89=761.9r/min n2=n电动机i带*i齿轮1=14401.89*3.0=253.97r/min n3=n电动机i带*i齿轮1*i齿轮2=14401.8*3.0*3.21=79.12r/min 2.各轴输入功率：P1=P电机*1*2=3.06*0.95*0.99=2.877kw P2=P1*22*3=2.877*0.992*0.98=2.76 kw P3=P2*22*3 =2.76*0.992*0.98=2.65 KW 3.各轴输入转矩: T1=9550*P1n1=36.06Nm T2=9550*P2n2=103.78Nm T3=9550*P3n3=319.86 Nm 四、 设计V带和带轮 1.设计V带1) 计算设计功率Pc由表8-7得：KA=1.1 则 计算功率Pd Pd=KA*P电机=1.1*4kw=4.4kw 根据Pd=4.4kw n电动机=1440 r/min,2) 选择带型 由图8-12，选择A型V带, dmin=75mm,.取dd1=212mm3) 选取带轮基准直径 dd2=n电机n1*dd1=1440761.*112=211.68mm, 由表8-8 取 dd2=236mm。4) 验算带速V=*dd1*n电机60*1000= *112*144060*1000=8.44m/s 带速在525 m/s范围内，合适5) 确定中心距a和带的基准长度Ld初步选取中心距 a0=450 mm符合0.7(dd1+dd2) a0 2(dd1+dd2)由式（8-26）得带长： Ld0=2 a0+2(dd1+dd2) +(dd2-dd1)24 a0=2*450+2*（112+212）+(212-112)24*450=1414.16 mm由表8-2取Ld=1600 mm计算实际中心距：A=Ld4- 8(dd1+dd2)= Ld4- 8(112+212)=272.83mmB=(dd2-dd1)28=(212-112)28=1250mma=A+A2-B=543.36mm 取a=510mm6) 小带轮包角由式8-3得： =180-dd2-dd1a*57.3=16754120 合适7) 确定带的根数Z因dd1=112mm, i=dd2dd1=212112=1.89, v=8.44m/s, 由表8-3查得：P0=1.6kw, 由表8-4查得: P0=0.09kw,因=16754， 由表8-5查得: K=0.965，因Ld=1600 mm，由表8-6查得：KL=0.99由式8-28得： ZPdP=Pd（P0+P0） KKL=2.810，取Z=3根。8) 确定初拉力由式8-30得单根普通V带的初拉力 F0=500*2.5-K*PdK*Z*v+qv2=145.3N.9) 计算压轴力由式8-30，得压轴力FQ=2 Z F0sin2=2*3*145.3* sin167.532=866.65N五、 齿轮的设计1. 高速级a. 选择材料及确定许用应力 根据题设条件，由课本表5-3，大、小齿轮均选用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC。由图5-29c查得弯曲疲劳极限应力Flim=450MPa；由图5-32c查得接触疲劳极限应力Hlim=1500MPa。b. 按齿轮弯曲疲劳强度计算齿轮的模数mn mn12.63KT1cos2dZ12FPYFSYS(1) 确定许用弯曲应力FP按式（5-29）计算，取YST=2.0，SFmin=2.0, Yx=1；YN=1；则FP=FlimYSTSFminYN Yx=4502211=450MPa(2) 小齿轮的名义转矩 T1=36.06Nm(3) 选取载荷系数K 因为是斜齿轮传动，故选取K=1.3(4) 初步选定齿轮的参数 Z1=20，Z2=i Z1=60，d=0.5, =15，u=3(5) 确定复合齿形系数YFS。因大、小齿轮选用同一材料及热处理，则FP相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可。而 Zv1=Z1cos3=20cos315=22，由图5-26查得YFS=4.34。(6) 确定重合度与螺旋角系数YS。初选螺旋角=15，则Zv2=Z2cos3=60cos315=62， 按式（5-12a）有va=1.88-3.2(1Zv1+1Zv2)cos=1.88-3.2122+162cos15=1.63 由图5-26查得YS=0.66，将上述各参数代入求mn式中，得 mn=12.63KT1cos2dZ12FPYFSYS=12.631.3*36.06*cos150.5*20*20*450*4.34*0.65=1.4mm按表5-1取标准模数 mn=2mm。则中心距a=mn(Z1+Z2)2cos=2*(20+60)2cos15=82.82mm， 取a=73mm，则 cos=mn(Z1+Z2)2a=2*(20+60)2*83=0.964， =15.452(7) 计算传动的几何尺寸d1=mnZ1cos=2*200.964=41.494mm，d2=mnZ2cos=124.481mm， b2=dd1=0.5*41.494=20.747mm，取b2=22mm。 b1=b2+510=2732，取b1=30mm。c. 校核齿面的接触疲劳强度由式（5-40）可知，H=109ZEZKT1bd12u+1uHP取Z=0.88，ZE=189.8MPa，H=109*189.8*0.881.3*36.0620*41.49423+13 MPa=740MPa而许用接触应力HP按式（5-30）计算，取SHmin=1.5，ZN=1，ZW=1，HP=HlimSHminZNZW=15001.5*1*1=1000MPa，因HHP，故接触疲劳强度足够。2. 低速级a. 选择材料及确定许用应力 根据题设条件，由课本表5-3，大、小齿轮均选用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC。由图5-29c查得弯曲疲劳极限应力Flim=450MPa；由图5-32c查得接触疲劳极限应力Hlim=1500MPa。b. 按齿轮弯曲疲劳强度计算齿轮的模数mn mn12.63KT2cos2dZ32FPYFSYS(1) 确定许用弯曲应力FP按式（5-29）计算，取YST=2.0，SFmin=2.0, Yx=1；YN=1；则FP=FlimYSTSFminYN Yx=4502211=450MPa(2) 小齿轮的名义转矩 T2=103.78Nm(3) 选取载荷系数K 因为是斜齿轮传动，故选取K=1.0(4) 初步选定齿轮的参数 Z3=25，Z4=i Z3=80，d=0.5, =15，u=3.21(5) 确定复合齿形系数YFS。因大、小齿轮选用同一材料及热处理，则FP相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可。而 Zv3=Z3cos3=25cos315=27.7，由图5-26查得YFS=4.17。(6) 确定重合度与螺旋角系数YS。初选螺旋角=15，则Zv4=Z4cos3=80cos315=88.77， 按式（5-12a）有va=1.88-3.21Zv3+1Zv4cos=1.88-3.2128+189cos15=1.67 由图5-26查得YS=0.64，将上述各参数代入求mn式中，得 mn=12.63KT2cos2dZ32FPYFSYS=12.631.3*103.78*cos150.5*25*25*450*4.17*0.64=1.68mm按表5-1取标准模数 mn=2mm。则中心距a=mn(Z3+Z4)2cos=2*(25+80)2cos15=108.7mm， 取a=109mm，则 cos=mn(Z3+Z4)2a=2*(25+80)2*109=0.9633 =15.57(7) 计算传动的几何尺寸d3=mnZ3cos=2*250.9633=51.905mm，d4=mnZ4cos=166.095mm， b4=dd3=0.5*51.905=25.953mm，取b4=28mm。 b3=b4+510=3338，取b3=35mm。c. 校核齿面的接触疲劳强度由式（5-40）可知，H=109ZEZKT1bd32u+1uHP取Z=0.88，ZE=189.8MPa，H=109*189.8*0.881.3*103.7827*51.823.21+13.21 MPa=881.73.MPa而许用接触应力HP按式（5-30）计算，取SHmin=1.5，ZN=1，ZW=1，HP=HlimSHminZNZW=15001.5*1*1=1000MPa，因HHP，故接触疲劳强度足够。六、 链设计1 选择链轮齿数Z1、Z2根据传动比i=2，估计链速v在00.6m/s范围，由表8-15选取小链齿数Z1=13，大链齿数Z2=iZ1=34120，合适。2 确定计算功率Pc一直载荷变化小，由表8-12查得KA=1.0，故Pc=KAP3=2.65kw3 确定中心距a0及链节数Lp初确定中心距a0=（3050）p，取a0=30p。由式（8-43）求LpLp=2a0p+Z1+Z22+Z2-Z122pa0=2*30pp+17+342+34-1722p30p=85.74，取Lp=864 确定链条型号和节距p首先确定系数KZ、KL、KP，根据链速估计链传动可能产生链板疲劳破坏，由表8-13查得小链轮齿数系数KZ=0.887，由图8-26查得KL=0.95，考虑传递功率不大，故选单排链，由表8-14查得KP=1.0。 所需传递的额定功率 P0=PcKZKLKP=2.650.887*0.95*1.0kw=3.14kw由表8-24选择滚子链型号为16A，链节距p=25.4mm5 验算链速v=Z1pn160*1000=17*25.4*79.1260*1000=0.6m/s，在估计范围之内。6 确定链长L和中心距aL=Lp*p1000=86*25.41000=2.18mm，a=p4Lp-Z1+Z22+Lp-Z1+Z222-8Z2-Z122=25.4486-17+342+86-17+3422-834-1722=765.24mm7 求作用在轴上的力工作拉力 F=1000pv=1000*2.650.6N=4416.67N取压轴力系数为1.2，压轴力 FQ=1.2F=5300N8 选择润滑方式根据链速七、 轴的设计 轴：1. 选择轴的材料该轴屋特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表12-1知，b=650MPa。2. 初步估计轴径a) 求齿轮上作用力的大小圆周力 Ft1=2000T1d1=1738.08N径向力 Fr1=Ft1tanancos=656.71N轴向力 Fa1=Ft1tan=484.30b)c) 求轴承的支反力水平面上支反力 FRA=bFt1l=525.47N， FRB=Ft1- FRA=1212.61N垂直面上支反力 FRA=Fr1b-Fa1d2l=1646.64N，FRB=-123.28Nd) 求弯矩水平面上的弯矩 M=FRBc=48.0Nm垂直面上的弯矩 M1=-78.0Nm M2=-10.05 Nm M3=FRBc=-2.65N.m合成弯矩 MC1=M2+M12=49.4Nm MC2=M2+M22=48.07 Nme) 扭矩 T1=36.06Nmf) 当量弯矩因单向回转，视转矩为脉动循环，=-1b/0b，已知b=650MPa，查表12-1，-1b=59MPa，0b=98MPa，则=5998=0.602。T1=0.602*36.06=21.74 Nm当量弯矩MC1=MC12+（T1）2=80.096 NmMC2=MC22+（T1）2=51.54 Nmg) 由于剖面C当量弯矩最大，而其直径与临段相差不大，故剖面C为危险剖面，c=MC1W=MC10.1d315.33mm选取轴的直径为203. 轴的结构设计(1) 轴上零件的轴向定位齿轮的一端靠轴肩定位，另一端靠套筒定位，装拆、传力均较方便；两端轴承用同一尺寸，以便于购买、加工、安装和维修；轴承一端轴肩定位，一端靠轴承端盖。(2) 轴上零件的周向定位齿轮与轴采用平键连接，轴承内圈与轴采用基孔制过盈配合。(3) 确定各段的轴径和长度(4) 考虑轴的结构工艺性 轴:1. 选择轴的材料该轴屋特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表12-1知，b=650MPa。2. 初步估计轴径a) 求齿轮上作用力的大小 圆周力 Ft2=1667.41N Ft3=1509.81N径向力 Fr2=Ft2tanancos=629.55N Fr3=Ft3tanancos=1509.81N轴向力 Fa2=Ft2tan=460.91N Fa3=Ft3tan=1105.37Nb) 求轴承的支反力水平面上支反力 FRB=3206.1N， FRA=2281.77N垂直面上支反力 FRA=1412.96N FRB=726.41Nc) 求弯矩d)水平面上的弯矩 M1 =68.6Nm M2=379.99Nm垂直面上的弯矩 M1=-2.79Nm M2=86.09Nm合成弯矩 MC1=M12+M12=68.68 Nm MC2=M22+M22=389.62Nme) 扭矩 T2=62.48Nmf) 当量弯矩因单向回转，视转矩为脉动循环，=-1b/0b，已知b=650MPa，查表12-1，-1b=59MPa，0b=98MPa，则=5998=0.602。T2=0.602*126.04=75.9 Nm当量弯矩MC1=MC12+（T1）2=92.41Nm MC2=MC22+（T1）2=394.6 Nmg) 由于剖面C当量弯矩最大，而其直径与临段相差不大，故剖面C为危险剖面，c=MC1W=MC10.1d3-1b= 59MPa，得d30mm选取轴的直径为303. 轴的结构设计(1) 轴上零件的轴向定位齿轮的一端靠轴肩定位，另一端靠套筒定位，装拆、传力均较方便；两端轴承用同一尺寸，以便于购买、加工、安装和维修；轴承一端轴肩定位，一端靠轴承端盖。(2) 轴上零件的周向定位齿轮与轴采用平键连接，轴承内圈与轴采用基孔制过盈配合。(3) 确定各段的轴径和长度(4) 考虑轴的结构工艺性 轴：1. 选择轴的材料该轴屋特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表12-1知，b=650MPa。2. 初步估计轴径a) 求齿轮上作用力的大小圆周力 Ft4=2000T3d4=3851.53N 径向力 Fr4=Ft4tanancos=1455.7N 轴向力 Fa4=Ft4tan=1073.2N b)c) 求轴承的支反力水平面上支反力 FRB=1326.1N， FRA=2525.43N垂直面上支反力 FRA=-4192.57N FRB=10948.27Nd) 求弯矩e)水平面上的弯矩 M=-105.66Nm 垂直面上的弯矩 M1=503.5 Nm M2=-175.42Nm M3=88.95N合成弯矩 MC1=M12+M12=204.78 Nm MC2=M22+M22=138.12 Nmf) 扭矩 T3=319.86Nmg) 当量弯矩因单向回转，视转矩为脉动循环，=-1b/0b，已知b=650MPa，查表12-1，-1b=59MPa，0b=98MPa，则=5998=0.602。T3=0.602*319.86=192.56 Nm当量弯矩MC1=MC12+（T1）2=549.35Nm MC2=MC22+（T1）2=173.9Nmh) 由于剖面C当量弯矩最大，而其直径与临段相差不大，故剖面C为危险剖面，c=MC1W=MC10.1d3 10mm箱盖筋厚 m1 m10.851 7mm箱座筋厚 m m0.85 ， 7.65mm轴承端盖外径D2 D2=D+(55.5) d3 87.5mm 103.75mm 轴承旁联结螺栓距离S S=D 88mm 104mm 九、 各项参数 1.轴承端盖的参数 第一根轴上（输入端无孔） 轴承外径D=76mm d=23mm e=7.2mm M=15mm M=20mm b=8mm 第三根轴 轴承外径D=95mm d=55mm e=7.2mm M=15mm M=20mm b=8mm 第二根轴上 D=68mm e=8mm D=76mm s=10mm m= 5mm2.轴承参数 对于第一根轴 d=25mm D=52mm B=15mm A=11mm 球d=A/2=5.5mm 对于第二根轴 d=30mm D=62mm B=16mm A=12mm 球d=A/2=6mm 对于第三根轴 d=45mm D=85mm B=19mm A=17.5mm d=A/2=8.75mm3.齿轮的参数 齿轮2不开孔 d=43mm d=1.6d=68.6mm b=30mm d=168mm=10mm 齿轮4不开孔 d=70mm d=