课程设计---同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器

目录一、传动方案的拟定及说明3二、电动机选择3三、计算传动装置的总传动比并分配传动比5四、计算传动装置的运动和动力参数6五、传动件的设计计算8六、齿轮减速器设计11七、轴的设计计算15八、轴的校核17八、滚动轴承的选择及计算20九、键联接的选择22十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件选择22十一、联轴器的选择23十二、润滑方式的确定24十三、设计小结24十四、参考资料24课程设计的内容设计一用于带式运输机上的同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器（见图1）。设计内容应包括传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图1参考传动方案课程设计的要求与数据已知条件1运输工作扭矩T725NM2运输带工作速度V08M/S3卷筒直径D350MM4使用寿命10年；5工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳。运输带允许的速度误差为5设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即WN6016018436/MI5WVNRD一般常选用同步转速为或的电动机作为原0N150IR动机，根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱直齿轮传动。二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S4系列三项异步电动机。2电动机容量1、卷筒轴的输出功率6060725834595931496WWTNVPKWD2、电动机输出功率DWPP传动装置的总效率2413A式中联轴器效率；1094368MINWNR设计计算及说明结果轴承传动效率（球轴承）；209齿轮的传动效率，齿轮精度8级；37卷筒的传动效率；46则24209097605A故P3518WDAPK3、电动机额定功率ED选取电动机额定功率5PKW4、电动机的转速查有关手册，取V带传动的传动比范围，二级圆柱齿轮减速器124I传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的2840I60A可选范围69888R/MIN164389ANI根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表345WPKW41DPKW设计计算及说明结果电动机型号额定功率EDPKW电动机转速/MINR传动装置传动比同步满载总传动比V带减速器1I2IY132S45515001440329725363363三、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）总传动比140329768MANI2）分配传动装置传动比式中，分别为带传动和减速器的传0AI0,I动比。为使V带外廓尺寸不致过大，初步取（实际的传动比要在V带025I设计时，由选定大小带轮标准直径之比计算），则减速器的传动比03297185AI3）分配减速器的各级传动比。按同轴式布置，则12I1236II四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为轴、轴、轴。各轴转速为电动机轴014/MINNR3297AI025I3633633I设计计算及说明结果轴014576/MIN2MNRI轴/I轴15768/IN3NRIIV轴24/MII卷筒轴371/INNR卷筒2、各轴输入功率电机轴05EDPKW轴11096528PKW轴283轴357KIV轴409482IPW卷筒轴582K3、各轴输入转矩TNM电动机输出转矩0595036481EDMPTNMN轴输入转矩27轴输入转矩53950861PTNMN014/MIN576/I8431/IN7MRRN卷筒05283472PKWKPWP卷筒设计计算及说明结果轴输入转矩50295031186PTNMNIV轴输入转矩497卷筒轴输入转矩250135TN卷筒将计算结果汇总列表备用。轴名功率PKW转矩TNM转速/INR传动比I效率电机轴553646144025096I轴52887545761099II轴5238671576363096III轴5023021212868IV轴4821053104371363096卷筒轴47210312543711096五、传动件的设计计算设计带传动的主要参数已知带传动的工作条件两班制（共16H），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率P55KW小带轮转速大1N40/MINR带轮转速，传动比。2N576/MINR1I250364875TNM861302TN15032M卷筒设计计算及说明结果设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）51）、计算功率AP1256AKPKW2、选择V带型根据、由机械设计选择普通B型带。AN3）、确定带轮的基准直径并验算带速VD（1）初选小带轮的基准直径，取小带轮基准直径1D40M（2）验算带速V1401/05/606DNMSS因为5M/S1055M/S30M/S,带轮符合推荐范围（3）计算大带轮的基准直径，21DI54035初定355MM2（4）确定V带的中心距A和基准长度DLA、07221210D取120443569初定中心距700MM0AB、由式822计算带所需的基准长度20L021214ADD1D40MV1055M/S355MM2D设计计算及说明结果270023514014027219366由表选基准长度2240MMDLC、计算实际中心距A/27002240219366/272317MM0DL0MIN157230152468957AX03DL（5）验算小带轮包角180（）/A57312D1180（355140）/72317573163120包角满足条件（6）计算带的根数单根V带所能传达的功率根据1440R/MIN和140MM1N1D用插值法求得281KW0P单根V带的传递功率的增量0P已知B带，小带轮转速1440R/MIN1N得046KW0P计算B带的根数包角修正系数095带长修正系数100KLK700M0A2240MMDL162161设计计算及说明结果281046RP0KL09510031065KWZ66/310652124故取3根PRC（7）计算单根V带的初拉力和最小值0F25518904CPQVNVZK（8）计算带传动的压轴力PF2ZSIN/2112052NP01（9）带轮的设计结构A带轮的材料为HT200BB带轮的结构形式为腹板式C结构图（略）六、齿轮减速器设计由设计选定两组相同的齿轮作为两级减速，并校核第二级齿轮。（1）选择材料小齿轮材料选用40CR钢，调质处理，长时间气体或液体氮化，齿面硬度241286HBS。大齿轮材料选用45，调质处理，长时间气体或液体氮化，齿面硬度217255HBS。计算应力循环次数N16057610361HNJL9099243I查有关材料得（允许有一定点蚀）10NZ216N查有关材料得12XB带取3根18904N0F112052NPF设计计算及说明结果取MIN10HS取WZ取92LVR按齿面硬度和查有关材料得；70BSH10HLIMMPA21HLIMMPA计算许用接触应力111MIN010LHNXWLVRZS92PA222IN6LXLVRH0M因21计算中取290MPAHZN接触疲劳强度的寿命系数，其值可根据所设计齿轮的应力循环次数N60NKTH（N为齿轮转速，K为齿轮每转一周同侧齿面啮合的次数，TH为齿轮设计的工作小时数），由接触疲劳强度寿命系数ZN查取。ZW工作硬化系数；考虑软（大齿轮）硬（小齿轮）齿面组合传动过程中，小齿轮对大齿轮齿面产生冷作硬化，使大齿轮的许用接触应力得以提高，故引进该系数。其值可按下式计算ZW12HB130HBS/1700HBS式中HB为大齿轮齿面的布氏硬度值；当HB130HBS时，取ZW12；当HB470HBS时，取ZW1；ZX接触疲劳强度的尺寸系数，考虑尺寸增大使材料强度降低的系数,其值由图查取；ZLVR润滑油油膜影响系数（2）按齿面接触强度确定中心距小齿轮扭矩3T9160N24120MPAHP设计计算及说明结果1T302NM初取查相关资料得,减速传动,UI363取04TKZ189EZMPAA22133102518964572460HETATAU取中心距A160MM估算模数000700211232，取标准模数2MMMNM小齿轮数3456345612551216037NAZU2136ZU取3512721实际传动比3729，I实2135Z传动比误差0052I6328010理实理在允许范围内。齿轮分度圆直径MM1D257MZMM274DZ齿顶圆直径10124AAHM2558DM圆周速度11334706VS601N查相关资料取齿轮精度为9级（3）验算齿面接触疲劳强度160A2M135Z27设计计算及说明结果按电机驱动，载荷平稳，查相关资料取。K10A查相关资料，按9级精度和116357,K060VVZMS得齿宽BA46M查相关资料，按考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承的非对称布1B9D70置，得查相关资料，得2K12K载荷系数，K130A60端面齿顶压力角11578ARCOSARCS264BD223RR1BAA1122TNTA35TAN276A017314TAN208TTTZ（）Z由式计算4863Z计算齿面接触应力12H3907590MPAHEKTUZBDPA安全4验算齿根弯曲疲劳强度由,查相关资料得12,Z12Y5,18FAFA；658SASAYLIMLIM280,620,1NY163VMS1276A34178设计计算及说明结果M25MM,取MIN20,14STFY计算齿根弯曲应力LIM111NFSTNXMPALI222MN374FSTXY由式计算，0561由式计算齿根弯曲应力111269440FFASNKTYBDMMPPA安全22218537FFASN安全（2）齿轮主要几何参数123,6,2NZUM70NDMZ254121074AANH2258DM16FANC249FH1270512DM39075HMPA14F23714FMPA1694FPA285FM13,Z27M10D25417A28D设计计算及说明结果212B64,507MBM齿宽七、轴的设计计算一、高速轴轴设计1、轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，45，调质处理，取08A2、初算轴的最小直径33MIN052D1467P首先确定个段直径A段有键槽，则轴应放大，取，由于与联轴器MIN1072634D配合，根据所选联轴器为弹性柱销联轴器LX2，查表取128DB段34，（取轴肩高）3HC段40，与轴承（深沟球轴承6208）配合，取轴承内径3D段45，（取R20系列）4D165FD249FA170B264设计计算及说明结果E段51，（取轴肩高）5D3HF段，40,与轴承（深沟球轴承6208）配合，取轴承内径73、确定各段轴的长度A段62,由联轴器确定。1LB段50，考虑轴承端盖取422C段38,与轴承（深沟球轴承6208）配合,加上轴套长度3D段70MM,由小齿轮宽度确定4LE段58F段与轴承（深沟球轴承6208）配合61根据以上方法可以分别确定剩下的两个轴的尺寸二、轴L133,L261,L38,L449,L57，L670，L743在实际图纸设计时发现F123456405,1,0,1,40DDD段较粗必须做成齿轮轴，实际中E段轴肩没有三、IV轴设计计算及说明结果L118,L25,L35,L461,L538,L663,L7112123456765,7,71,0,5DDDD八、轴的校核通过分析，轴受力最复杂，较危险。一、轴受力分析轴大齿轮处圆周力123012789054TTFND径向力1TAN86R小齿轮处圆周力230217TTFND径向力2TAN48R二、轴的校核选轴校核。1、水平面轴受力图如下21357NTF2486R设计计算及说明结果水平支承反力1212312093789065,85,16NTTNFFLLL其中则有2469NF水平受力和弯矩图（单位）NM垂直受力设计计算及说明结果弯矩图合成弯矩图转矩图设计计算及说明结果当量弯矩由于扭转切应力为脉动循环变应力取106B则22480MCTNM查表得45号钢6BMPA查表得（插入法）159B则348209155MCWPAM故轴的强度足够。八、滚动轴承的选择及计算轴承寿命校核选用轴承II轴深沟球轴承6208III轴深沟球轴承6008IV轴深沟球轴承6013（1）对轴承6208校核查手册B18D0基本额定动载荷295RCKN3576/MININR，281067TTFD0TAN2789RFN4820MCNM设计计算及说明结果789RPFN3623610951028178HICLNHL31年满足使用要求。（2）对轴承6008校核。查手册B15D68基本额定动载荷7RCKN386/MININ92RPF3610549RHICLHNL12年满足使用要求。3）对轴承6013校核。查手册B18D0基本额定动载荷32RCKN437/MINNR28916RPF3057RHICLHNL11年满足使用要求九、键联接的选择设计计算及说明结果与联轴器LT8连接的键D55MM选用A型普通键BH1610长度L112MM与轴大齿轮连接的键45M选用A型普通键BH149长度L50MM与IV轴大齿轮连接的键71选用A型普通键BH2012长度L56MM十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件选择铸件减速器机体结构尺寸计算表减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封的重要零件。本设计减速器机体采用铸造机体，由铸铁HT150制成，铸铁具有较好的吸振性，容易切削且承压性能好。减速器机体才哟个割分式结构，其剖分面与传动件平面重合。查有关手册，铸铁减速器机体结构尺寸名称计算公式计算结果机座壁厚20538AM机盖壁厚118机座凸缘厚度5B2B机盖凸缘厚度11M机座底凸缘厚度220地脚螺钉直径2036FDA8FD轴承旁联接螺栓直径175F14M机盖与机座联接螺栓直径06）2F20轴承端盖螺钉直径05）