展开式二级减速器课程设计计算说明书.

1、机械设计课程设计说明书HPU 10-01 FKY1设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1.1设计数据及要求工作条件及生产条件：某带式输送机输送物品为粉粒物(如煤、沙等)、单向传动，工作载荷平 稳，滚筒效率0.96，使用期限10年，大修期3年，每年工作300天，两班制工作。输送带速度 允许误差为土 5%在中等规模机械厂小批生产。序号F(N)D(mm)V(m/s)载荷特性最短工作年限传动万案大修间隔112002602.6平稳冲击十年二班如图1-1三年1.2传动装置简图图1-1传动方案简图1.3设计需完成的工作量(1) 减速器装配图1张(A1)(2) 零件图2张(

2、轴及齿轮)；(3) 设计说明书1份(A4纸)1.4设计内容：1) 电动机的选择与运动参数计算;2) 直齿轮传动设计计算；3) 轴的设计；4) 滚动轴承的选择；5) 键和联轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制；2传动方案的分析由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论 证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂, 轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、冈寸度差，中间轴承润滑较困难。3电动机的选择3.1电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是丫系列笼型三相异

3、步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选用丫系列三相异步电动机3.2选择电动机容量3.2.1工作机所需功率Pw卷筒3轴所需功率:Pw 二Fv1000輕26 = 3 121000kw-44 -卷筒轴转速:二 190.9r / min60 1000v _ 60 1000 2.6 D 二260 二322电动机的输出功率Pd 考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为Pd传动装置的总效率:1 -联轴器效率2 -齿轮传动效率3 -滚动轴承效率4 -滚筒效率“ =0.952 二 0.973 =0.980.96所以=0.

4、952 0.972 0.983 0.96 =0.77所以Pd上竺0.76-4.1kw3.2.3确定电动机额定功率Ped根据计算出的功率Fd可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于Pd查机械设计课程设计表18-1得Ped =5.5kw3.3选择电动机的转速由机械设计课程设计表 2-1圆柱齿轮传动的单级传动比为35，故圆柱齿轮传动的二 级传动比为9 25，所以电动机转速可选范围为nd =i nw =(925) 190.9r /min = 1718.1 4772.5r / min3.4电动机技术数据由表18-1查出电动机型号为丫132S1-2,其额定功率为5.5kW,满载转速2900r/

5、min,基本符合 题目所需的要求。4传动装置运动和动力参数计算4.1传动装置总传动比的计算nm inw2900190.9= 15.24.2传动装置各级传动比分配减速器的传动比i为15.2,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的h二(1.1 1.5)i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比h =4.45，低速级的传动比i2 =3.42。4.3传动装置运动和动力参数计算4.3.1电动机轴运动和动力参数计算P0 二 Fd =4.06kW n0 二 n m 二 2900r / min T0 =9550 P) =18.1N m n。4.3.2高速轴运动和动力参数计算P =F0 叫=4.06kWx0.95

6、 = 3.86kWn1 = n0 = 2900r / minPT1 =9550口 =12.7N m4.3.3中间轴运动和动力参数计算巳=Pl. = 3.86kW 汉 0.98 汉 0.97 = 3.67kW n12900“ / -n2-651.69r / mini14.45T =9550= 53.8N mn24.3.4低速轴运动和动力参数计算R 二 P2 2 3 = 3.67kW 0.9=3.31kW n3 =匹=190.55r / mini2T3 =9550旦=165.9N m ns5传动件的设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算5.1.1选择材料、热处理方式和公差等级1) 直齿圆柱齿轮具有不

7、产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。2）运输机为一般工作机器，速度不高，可选用 8级精度3） 选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS4） 初选小齿轮齿数为n =25,则大齿轮齿数-25 4.45=111.25。取111(5-1)5.1.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt =1.3 2）由以上计算得小齿轮的转矩T1=12.7Nm13）查表及其图选取齿宽系数=1，材料的弹性影响系数ZE -189.8MPa，按齿面硬度的小齿 轮的接触疲劳

8、强度极限 6lim1 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限-H lim2 = 550MPa4) 计算应力循环次数N60jLh =60 2900 1 (2 8 300 10)=8.35 109N28.35 1094.45-1.881095）按接触疲劳寿命系数-0.96hn1 =0.92S6）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数S=1 由(5-2)匕 1 = &HN1Wim1 =0.92 汉600 =552MPa 得S得. HN 2、lm =0.96 550 =528MPa2 S（2）计算:1）求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为d1t-2-323 K?u 二1疳r323 1.

9、327 1045.45(189) 31.02mm二h 14.455522）圆周速度:r：d1tn60 10003.14 31.02 29004.7m/ s60 10003）计算齿宽及模数:齿宽： b= ：d 6=1 31.02 =31.02mm模数：“_d1t _31.02 _nt 一1 厶7 11II11625齿高:h二 2.25mnt= 2.25 1.24 = 2.79mm.b31.02=11.12h2.794)计算载荷系数：根据Ka , v =4.7m/s ,8 级精度，查得动载系数、v=1.18，1.418，Kf -1.421 , Kh：= Kf：- 1故载荷系数X A j1. 1.1

10、8 1.418 = 1.675）按实际载荷系数校正分度圆直径:6）计算模数:d1-31.02 3 1.67 = 33.72mm1.3mn1.35mm255.1.3按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为mn(5-3)1）确定公式内的各计算数值 2）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe1 =500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE 2 = 380MPa ;3) 查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.86,Kfn2 =0.94;4）计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得1.4If 二 Kfn1 二FE1 二 0.86 500 二 307.1MPa1.4If 2 =Kfn2N2

11、 = 0.94 380 =255.14MPa5）计算载荷系数K.K =心心心一心汁1 1.18 1 1.421=1.6766）查取齿形系数.查表得YFa1 =2.62;Yf32 =2.17.7）查取应力校正系数.查表得 Ysa1 =1.59；Ysa2 =1.88）计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较.丫Fa 2YSa22.17 1.81255.14= 0.0153 _ 2069.23 tan20 = 753.14NFr2 二 Ft2tan ： -731.97 tan20 = 266.42N求垂直面的支反力：Fv2(55 68.5 45.5)Fr2(5568.5) = Fr355FV1-Fr2

12、- Fr1FV2= 0解得：Fv2 =50.4NF“ =436.32N计算垂直弯矩：Mvm = Fv1 55 二 23997.6N.mmMvn 二-Fv2 45.5 =-2293.2N.mm求水平面的支承力：Fh2 (55 68.5 45.5) = Ft2 (55 68.5) Ft3 55FH1 FH2 一 Ft1 - Ft2 = 0解得：FH2 =1208NFh1 =1592.9N计算、绘制水平面弯矩图：MH1 =FH1 55 =87609.5N.mmMh2 =Fh2 45.5=54964N.mm求合成弯矩图，按最不利情况考虑：Mm = - Mhi2 Mvi2 =90836.72 N.mmM

13、n = .Mh22 Mv22 =55011.8N.mm求危险截面当量弯矩：FT3FT2A.TH1 FH2Fr3根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 轴的计算应力（公式中 W=0.1d3）:-=0.6 ,ca(口2W90836.722 (0.6 53800)20.1 263由计算结果可见C截面安全。6.3.4低速轴的受力分析及计算AB段长度56mm,B（段长度115mm作用在齿轮上的力:空辺鯉叭1843劭t d4180F 二Ftan =670.N按弯扭合成应力校核轴的强度:Fh2 二竺 Ft = 603.65N171FH1=FFH 疔 1239.65MH

14、 =56 FH69420N mm皂F171= 219.7 NF/ F -0.6 ,轴的计算应力(公式中W=0.1d3)CJca.M2 (：T)2W73875.52 (0.6 165900)20.1 x433= 13.6MPa由表15-1查得45钢的许用弯曲应力J-60MPa符合要求6.4滚动轴承的选择及计算：I高速轴：轴承NU1004的校核，即轴承寿命校核：106 ftC Lh =()轴承寿命可由式60n P 进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，取ft =1,fp =12取；=10/3基本额定动负荷为 C =10.5 103NFr1 - Fv1 Fh1 =228.3

15、NFr2 二,FV2r_FH590.78N则Lhh 二10660 290010.5 103 )10/31.2 590.78)二 40435.4该轴承的寿命满足使用3年要求。II中间轴：轴承NU104EI勺校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式 60n P 进行校核，轴承只承受径向载荷的作用,且冲击不大，取ft =1,fp =1.2,取；=10/3由于工作温度不高基本额定动负荷为 C=29 103NFr1 = . F； FH = 1651.58 NFr2Fv； Fh22 = 1209.05N则Lh106_ 理(_Ck)h =106( 1 29 103 )10/3_ 60n2 (PfP)_60 65

16、1.69 (1.2 1651.58)60n2-1.96 105.该轴承的寿命满足使用3年要求。III低速轴：轴承NU1008的校核，即轴承寿命校核：（吟由于工作温度不高轴承寿命可由式60n P 进行校核，轴承只承受径向载荷的作用, 且冲击不大，取ft=1,fp=1.2,取：-10/3基本额定动负荷为C=21.2 103NFr1 = F； FH =1319.2 NFr2F2 臨=642.3熨则Lh二5= 4.9 10L(cl)h.1q6F 21.2 叫10/360n3 Pfp60 190.55 1.2 1319.2该轴承的寿命满足使用3年要求。7各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静

17、联结，因此只需进行挤压应力的校核.7.1高速级键的选择及校核（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆 头普通平键（A）型。根据d=16mm从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度 b=5mm，高度=5mm，由轮毂宽度并参 考键的长度系列，取键长L=22mm （比轮毂宽度小些）.（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力二p = 100 - 120Mpa，取中间值， pl=110MPa。键的工作长度l=L-b=22-5=17mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 5 = 2.5。由式（6

18、-1）可得：2汉T-p=37.35- p J=110MPaKld所选的键满足强度要求。7.2中间级处键选择及校核1. 对连接小齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据d=26mm从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=50mm （比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力二p = 100_120Mpa，取中间值， 丘p=110MPa。键的工作长度l=L-b=50-8=42

19、 （ mm），键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5汉7 = 3.5。由式 （6-1）可得：二 p = =28.2 l；pl=110MPaKld所选的键满足强度要求。2. 对连接大齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A） 型。根据d=26mm从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度=7mm ,由轮毂宽度并参考键的长度系 列，取键长L=28mm （比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力二p = 100-120Mpa，取中间

20、值，bp】=110MPa。键的工作长度l=L-b=28-8=20 （mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 =7 = 0.35。由式（6-1）可得:p l=H0MPa2 5；-p=59.1Kld所选的键满足强度要求。7.3低速级处键的选择及校核1.对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据d=45mm从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度=9mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=mm （比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料

21、都是钢，由表6-2查得许用挤压用力二p = 100-120Mpa，取中间值，&p=110MPa。键的工作长度l=L-b=45-14=31 （mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5汉9 = 4.5。由式(6-1)可得:匚 p = =47.6 l；pl=110MPaKld所选的键满足强度要求。2.对联轴器及其键的计算b h=8 7d1=30L=50所以 l=L-b=50-8=42k=0.5h=3.52汉T匚 p=50.29110 MPaKld所选的键满足强度要求。8联轴器的选择计算8.1输出轴的联轴器选择计算8.1.1类型选择选用凸缘套柱销联轴器8.1.2载荷计算转矩T =165.9

22、N m，查得KA =1.5，故计算转矩为Tca 二 K AT =1.5 165.9N m = 248.85N m8.1.3型号选择GY5型弹性套柱销联轴器的许用转矩为400 N m，许用最大转速为8000 r / min，轴径为30 42 mm，故合用。8.2输入轴的联轴器选择计算由于输入轴最小直径与电动机输出轴直径相差过大，故选用配做法。大端直径38mm小端直径16mm9减速器箱体及其附件的设计9.1减速器附件的选择1. 通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持 箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装

23、设通 气器。为使防尘性能好，选通气器(两次过滤)，采用 M12X 1.252. 油面指示器选用游标尺M163. 起吊装置为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱盖吊耳、箱座吊耳.4. 放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油 孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈选用外六角油塞及垫片 M12X 1.59.2选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M10 X 20,材料Q235轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X32材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB5782-86 M12X 8,材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚=0.025a 1=0.025 116 1 =3.9取=8箱盖壁厚 1=0.02a+1=0.02 X 116+仁 3.32取 1=8箱盖凸缘厚度b1=8箱座凸缘厚度b=8箱座底凸缘厚度b2=15地脚螺钉数目n=4 (因为a2 m/s,齿轮采用油润滑。 V 12 m/s，齿轮采用浸油润滑。即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。10.2滚动轴承的润滑(1)：轴承润滑方式的选择高速轴深沟球轴承速度：V1 =d1n1 =2900 20 = 58000(mm.r/min)中间轴深沟球轴承