机械设计课程-分流式二级直齿圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计计算说明书题 目 设计运输机传动装置（分流式二级圆柱齿轮减速器） 指导教师 叶晓平 卓耀彬 院 系 机电建工学院 班 级 机自082 学 号 08105010225 姓 名 马建良 完成时间 目录一设计任务书二、传动方案拟定. 三、电动机的选择. 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择.十一、润滑与密封.十二、参考文献十三、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为5。输送机效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年(每年工作300天），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2） 2原始数据运输带曳引力F（KN）：5.5运输带速度V（m/s）：1.2滚筒直径D (mm)： 400二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=12000hF=5500NV=1.2m/sD=400mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率： =FV/1000=55001.2/1000=6.6 kw 滚筒的转速=601000V/D=57.32r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率，=0.99，=0.96，=0.98 =0.96 0.816 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =6.6/0.816=8.09kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=11 kw 3、 选择电动机的转速 =57.32 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=860 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选范围为=8=857.32=458.56r/min =60=6057.32=3439.2r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)质量/kg同步转速满载转速1Y160M1-211300029302.02.21172Y160M-411150014602.22.21233Y160L-61110009702.02.01474Y180L811750730 1.72.0184 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案3 四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=730 r / min；总传动比i=nm /=730/57.32=12.74 4.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比= =4.15，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=12.74/4.15=3.07 =6.6kw=57.32r/min=0.816=8.09kw=11 kw=458.56r/min=3439.2r/min电动机型号为Y180L8i=12.74= 4.15 =3.07五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 = 730 r/min 730/4.15 r/min=175.90 r/min 175.90/ 3.07 r/min = 57.30 r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =11 kw =110.99 kw=10.89kw =10.890.960.98 kw =10.245kw =10.2450.960.98 kw =9.639kw =9.6390.980.99 kw =9.352 kw2. 各轴转矩 =955011/730 =143.9 =955010.89/730 =142.47 =955010.245/175.90 =556.22 =95509.639/ 57.30 =1607.9=95509.352/57.30 =1560.02表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速（r/min）730730175.957.3057.30功率（kw）1110.8910.2459.6399.352转矩()143.9142.47556.221607.91560.02传动比14.153.071效率0.990.940.940.97六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=25，则大齿轮齿数=4.1525=104=4.15 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数：=1.22）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=71.24 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.768 ，=0.87 =0.768+0.87=1.638 e. 许用接触应力=600MPa，=530MPa 则=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60730112000=5.256 =5.256/4.15=1.267 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 mm =45.75 mm b. 计算圆周速度 =3.1445.75730/（601000）m/s =1.75m/s c. 计算齿宽b及模数 b=1.245.75mm=54.9mm =cos/= 1.78mm h =2.25=2.251.78mm=4.0mm b/h=54.9/4.0=13.72 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.3181.225tan=2.13 e. 计算载荷系数K 使用系数=1。25，根据=1.75m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.09 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由公式 得 = 1.390 查图表（P198图10-13）得=1.351 由式 得载荷系数=1.251.091.41.390=2.65 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得=54.13mm g. 计算模数 =cos/=54.13cos/25 mm =2.1 mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.251.091.41.351=2.58b. 根据纵向重合度=2.13查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.87c. 计算当量齿数27.37 131.36 d. 查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.563 ，=2.187e. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.604 ，=1.786f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，由式 得=0.85500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88380/1.4 MPa=238.86 MPag. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.5631.604/303.57=0.01354 =2.1871.786/238.86=0.01635大齿轮的数值大2） 设计计算 mm =1.34 mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=54.13 mm计算应有的齿数=54.13cos/2=26.26取=28 ，则=4.1528=118 （4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 150.47mm 将中心距圆整为150mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =282/cos =57.74mm =1182/ cos =243.32mm4） 计算齿轮宽度 =1.257.74mm=69.288mm圆整后取=70mm ，=75mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60082轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=1176.74N，=0，=10/3，n=272.73r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206的基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2（11176.74+0）N =1412.09N3）验算轴承寿命 h=3035776h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206 3）验算轴承寿命 h=73714h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。3输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=3706.46 N，=0，=3 ，转速n=87.4/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷=19800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1.（13706.46+0）N =3706.46N3）验算轴承寿命 h=73714h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键C1070，=39.39 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =239.39/46535MPa=8.66MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C10702齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键1056，=65.305 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =265.305/44632MPa=22.18MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10563齿轮3与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键1080，=130.61 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2130.61/47034MPa=27.44MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10804齿轮4与轴IV的键连接1) 由轴IV的设计知初步选用键1880，=383.53 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式可得 =2383.53/5.56262MPa=36.28MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键18805联轴器与轴IV的键连接 1) 由轴IV的设计知初步选用键12100，=383.53 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=100mm-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2383.53/48842MPa=51.88MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键12100十、联轴器的选择1输入轴（轴II）的联轴器的选择 根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）TL6250380035820.0262输出轴（轴IV）的联轴器的选择 根据轴IV的设计，选用HL3型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL36305000421120.6十一、减速器附件设计1视孔盖 选用A=120mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）M181.53油面指示器 根据指导书表9-14，选用2型油标尺M164油塞 根据指导书9-16，选用M161.5型油塞和垫片5起吊装置 根据指导书表9-20，箱盖选用吊耳d=20mm6定位销 根据指导书表14-3，选用销GB117-86 A6307起盖螺钉 选用螺钉M820十二、润滑与密封1齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm，取为油深h=57mm。根据指导书表16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。2滚动轴承的润滑 由于轴承的=38400160000 =8181.9160000 =4370160000 故选用脂润滑。根据表16-4 ，选用滚动轴承脂ZGN69-23密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴II及轴IV的轴承两端采用凸缘式端盖，而嵌入式端盖易于安装和加工，轴III选用外圈无挡边滚子轴承，故选用嵌入式端盖。由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封。总结机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求我们能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的二个星期里，我们不仅对