机械设计课程设计二级减速器sdis179448

1、机械设计课程设计设计说明书设计题目胶带式输送机传动装置设计者俞培锋到王级07机制02学号 3070611056 指导老师张美琴时间 2010.05目录设计任务书32、 传动方案拟定43、 电动机的选择4四、传动装置的运动和动力参数计算6五、 高速级齿轮传动计算一 7六、低速级齿轮传动计算一七、齿轮传动参数表八、轴的结构设计九、轴的校核计算十、 滚动轴承的选择和计算1218- 18- 19-23键联接选择及校核24十二、联轴器的选择和校核 25十三、减速器附件的选择26-十四、润滑和密封 28 十五、设计小结 , ,29 , ,十六、参考资料*9-设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1电

2、动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4联轴器5一卷筒6 运输带原始数据:数据编号104运送带工作拉力f/n2200运输带工作速度v/(m/s)0.9卷筒直径d/mm3001工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉2使用期：使用期10年；3检修期：3年大修；4动力来源：电力，三相交流电，电压380/220v;5,运输带速度允许误差： 5% ；6制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求1 .完成减速器装配图一张(a0或a1)o2 .绘制轴、齿轮零件图各一张。3 .编写设计计算说明书一份。二.电动机设计步骤1 .传动装置总体设计方案本组设计数据：第四组数据

3、：运送带工作拉力f/n 2200 o运输带工作速度v/(m/s)”，卷筒直径d/mm 3002 .外传动机构为联轴器传动。3 .减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器4 .该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油 深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难； 中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为y系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可

4、靠，此外还结构简单、尺 寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1 .选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380v。2 .确定电动机效率pw按下试计算pw f w v w kw1000 w试中fw=2200nv=0.9m/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效-0.94率取 w代入上试得f kw 二 2.1000 w电动机的输出功率功率p按下式kw式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 1 . 1223 7 -由试g c r由表2-4滚动轴承效率r =0.99 :联轴器传动效率0.99 :齿轮传动效率 9 =0.98 (7级精度一般齿轮

5、传动)rr*i则=0.91所以电动机所需工作功率为=2.32kw0.91因载荷平稳，电动机核定功率pw只需要稍大于p。即可。按表8-169中丫系列电动机数 据，选电动机的核定功率pw为3.0kw。3.确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比2-9-25而工作机卷筒轴的转速为nw=j va=j 0 代 min兀 dx 3005 7.r3 2 /min所以电动机转速的可选范围为几=皿=(9-25) 57.32r； min = (515.92 1433.12) rmin 符合这一范围的同步转速有750和1000两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素

6、，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 ： 1tls的丫系列电动机丫 132s,其满载转速为”w 960r/min,电动 机的安装结构形式以及其中心高，外形尺寸，轴的尺寸等都在8-186,表8187中查的。四,计算传动装的总传动比i a并分配传动比1.总传动比为nmnw96057.32=16.752 ,分配传动比ii考虑润滑条件等因素，初定ii = 4.67 in= 3.593.计算传动装置的运动和动力参数1 各轴的转速=96ct mi n=205.57r, mi nil轴川轴nill57.26 c min卷筒轴nw - n57.26 n mi n4各轴的输入功率ii轴川轴p=po

7、p+pq=p-=2. 32 0.2 30 rg=99 = 2. 30 kw0. 990. 98 = 2.0. 9 90. 98 = 2. 1卷筒轴)=2. 1 6 0. 9 9 0. 99=2. 12kw5各轴的输入转矩t= 9550 a 二 230 9550 = 23.94n m口960d 2 23i 95509550_103 60n mii轴t 二 9550 p2j 69550 = 360.25n m ill 轴一pi .a262亿二9550 且二955035nb.m8工作轴nwt =9550xr = 232x9550 = 22.98n m 电动机轴 n171 960将上述计算结果汇总和下

8、表，以备查用项目电动机i轴口轴e轴工作轴转速（r/min ）960960205.5757.2657.26功率p（ kw）2.322.302.232.162.12转矩t ( nm)22.9823.94103.60360.25353.58传动比i14.673.571效率0.990.970.970.93五,高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 .按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2 .运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）。3 .材料选择。由机械设计,选择小齿轮材料为40gr （调质），硬度为280hbs,大齿轮为45钢（调

9、质）,硬度为240hbs,二者材料硬度差为40hbs。4 .选小齿轮齿数耐，则大齿轮齿数z2= 1 21彳67 - 98.07取 “2= 991） .按齿轮面接触强度设计1 .设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即i m u dn- 2.32311(ze d uh1 .确定公式内的各计算数值k= 1 31.试选载荷系数内3 .2计算小齿轮传递的转矩二兰沁“381 io4n mm3 .按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数=1 d-o4 .由机械设计表810-6查得材料的弹性影响系数ze = 98. mpa5 .由机械设计图10-21

10、 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限.4 一 600mpa-h hm 1 一；大齿轮的接触疲劳强度极限二h hm 2二55*6 ,计算应力循环次数n/6on jlh = 60 960 1 365 2 8 10 = 3.364 109n21 87.203 108k7 .由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数hn18 .计算接触疲劳许用应力k 0 90 k =0 950.90 khn20.95取安全系数s=1khn, hhmi a0.90 600mpa =540 mpa s/_一0 95 550mpa 5mpa2 .设计计算1 .试算小齿轮分度圆直径叱 代入产h中较小的值2按齿根弯曲强度设计，

11、公式为12k iyfay%、叫砥丙j1 .确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 6imi =580mpa ；大 齿轮的弯曲强度极限 6八2 =380mpa ；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfno.88, kfn2”.923计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数s=1.4,应力修正系数yst二2。,得k ystfe1 -500 0.88/1.4 =314.29mpa二+二 产 二 380 0.92/1.4 =247.71 mpas4 .计算载荷系数kk=kakvkf ： kft 1.10 1 1.34= 1.4745 .查取齿形系数1、仲

12、2和应力修正系数ys叫ysa2由机械设计表查得丫，玄1二276 ； yfa2= 2. 18 ； ysai_ 1 56； ysaj 79yfaysa6,计算大、小齿轮的kfi并加以比较；0013699曾“015753大齿轮大7.设计计算4.s2 1.747 2.381 10今人.ozomi -0.016337mm = 1.358mm2v 1 汉 21对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m1大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅和齿轮直径(即模数和齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数1.358并

13、就进圆整为标准值i =2mm接触强度算得的分度圆直径ch=43.668mm ,算出小齿轮齿数d 43.325 22g 2大齿轮 22乙=22 4 67 =12.74 取 za 103这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并 做到结构紧凑，避免浪费2.集合尺寸设计1 .计算分圆周直径q、d2=22 2 = 44mmch = z2ml 103 2 二 206mm2 .计算中心距h + ha 二=(44 206)/2 二 125mm23 .计算齿轮宽度b = dda1 44 = 44mm取 b2 = 45mm bi = 50mm3轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，

14、大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下:轴孔直径弓=43mm轮毂长度轮毂直径di轮缘厚度甘（mm）板厚度c腹板中心孔直径d0 =130 （ 111171）腹板孔直径1和齿宽相等=178(mm)=14(mm)do 20(mm)齿轮倒角取n =2（ mm）齿轮工作图如下图所示六.低速级齿轮的设计3x选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 .按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（gb10095-88）。3 .材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40gr （调质），硬度为280hbs,大齿轮为45钢（调质），硬度为2

15、40hbs,二者材料硬度差为40hbs。7914 .选小齿轮齿数二3二, 则大齿轮齿数j二甲二乙 3.59z175.39取乙二752） .按齿轮面接触强度设计1 .设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2 .按齿面接触疲劳强度设计，即d 32侍孕令厂1 .确定公式内的各计算数值k= 1 31 .试选载荷系数 3。2 .计算小齿轮传递的转矩 p955， = 10.36 104n mmn 13 .按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4 .由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ze/898.mpa5 .由机械设计图10-21 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强

16、度极限二h口寸=600mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二讪厂550mpa。6 .计算应力循环次数n3=60n 二 jlh= 60 205.57 1 365 2 8 10 = 0.720 109ns8n4 0.2001 108 in7,由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数khn3=0.96 ； km1988计算接触疲劳许用应力取安全系数s=1二 h3khn3；h lim 3=0.96 600m p a= 576m pask hn 4。h lim 4=0.98 550mpa =539mpa2 .设计计算1 .试算小齿轮分度圆直径d3t,代入二h中较小的值。dat -2.32s(-e )2= 64

17、.363mm u 62计算圆周速度dstn-60 1000二 64.363 205.57二 0.6 9 2n s60 1000计算齿宽b= dd3t=1 64. 3m3m =64.neh3计算齿宽和齿高之比b/hdit64.363 m产出 mm =3.0o5mmzh =2.25ftlt=2.25 3.065mm = 6.896mmb 64.363_ 一h 6.896 3计算载荷系数查表10-2得使用系数鼠=1.0；根据v，二 0.692 口 s、由图 108得动载系数kv “1直齿轮k + kf： f ；由表102查的使用系数ka = i查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承

18、非对称布置k/423由b/h=9.33 k：今由图10-13得ka= 故载荷系数k =kakv k ； - k ； ： =1 1.1 0 1 1.423 1.54校正分度圆直径61由机械设计d3 = d3tk/kt= 64.363x v1.565/1.3ma 70.626mm5.计算齿轮传动的几何尺寸1 .计算模数01m2 二 da/zs 二 70.626/21 = 3.36mm2,按齿根弯曲强度设计，公式为2kt3yaya.确定公式内的各参数值1 .由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fhm3 =58利2大齿轮的弯曲强度极限6m=380mpa ；2 .由机械设计图 1。-伤

19、取弯曲疲劳寿命系数长尸血产，kfn4二0.943 .计算弯曲疲劳许用应力；9取弯曲疲劳安全系数s=1.4,应力修正系数yst =乙。,得sbk 丫fn31sr- fe3 = 500 0 92/1.4 =328.57m p ask fn4ystjfe4 =380 0.94/1.4 = 255.14mpa4 .计算载荷系数kk - kakvk f k f ： = 1 1.10 1 1.35= 1.4855 .查取齿形系数丫 fa3、丫 fa4和应力修正系数ysa3、ysa4,上门44、1 w木,白、占- 2.76 yf .i 2.261.561.764由机械设计表查得浪厂 ；yftt ； ys =

20、； j=yfaysa6 .计算大、小齿轮的2口并加以比较；,土 0 013104待二0.,0 015625卅.大齿轮大7 .设计计算q 2 1.485 10.36 104m,320.015625mm = 2.22mm2 1 212对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术m2大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载 能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值m2=2.5mm接触强度算得的分度圆直径d3=70.626mm ,算出小齿轮齿数70.623 z3 -

21、rru 2.5=28 3.59 =100.52 取 z2二 100这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 劳强度，并做 到结构紧凑，避免浪费2集合尺寸设计1 ,计算分圆周直径出、62d?二 z3m2 = 28 2.5 二 70mmdq 工 z4ma -| oo 2.5 = 250mm2 .计算中心距k丰ka ,二 3 4 二(70 250)/2 = 160mm3 .计算齿轮宽度b =： j dd3 = 1 70 - 70mm取 b2 = 70mm bi = 75mm3轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构轮毂长度1和齿宽相等i = 70(mm)取 di = 76(mm

22、)腹板厚度c=22(mm)腹板孔直径*二24(mm)大齿轮的有关尺寸计算如下： -j轴孔直径0 =48mm轮毂长度1和齿宽相等轮毂直径 di=1.6d=1.6 48 = 76.8(mm)轮缘厚度腹板中心孔直径=154(mm)齿轮倒角取n=2(mm) 齿轮工作图如下图所示七.齿轮传动参数表名称符号单位局速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm125160传动比14.673.59模数mmm22.5压力角a02020齿数z22210328100分度圆直径dmm44206670250齿顶圆直径damm4821075255齿根圆直径dfmm3920163.75243.75齿宽bmm50457570

23、旋向左旋右旋右旋左旋材料40cr4540cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度hbs280240280240八轴的结构设计1初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。v取c=110, r=3040dacjp = 14.72mm1轴，考虑到联轴器、键槽的影响，取d仁30d2_c3p- = 24.31mm2 轴 一门二，取 d2=35dac3a = 36.88mm3轴门，取d3=383 .初选轴承1轴选轴承为302072轴选轴承为302073轴选轴承为30208各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/knddbdada动载荷cr静载荷cor3020735

24、7217426254.263.530208408018476963.074.04 .确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径和轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子 轴承承载，一轴 端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2轴：图速级米用实心齿轮，米用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子 轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚子轴承承载，下 端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。5 .各轴段长度和直径数据见下图九轴的校核计算1. 1轴强度校核1 1) .高速轴的强度校核由

25、前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度二b=735mpa2) .%.计算齿轮上受力(受力如图所示)2tl 2 23.94 103 -1088n切向力di44fre 径向力小=fte tan 20=1088= 396n3) 计算弯矩 水平面内的弯矩1 ：m freab 396 134 47-max i 18113779.05n.mm垂直面内的弯矩m fteab 1088 134 47 _zmax 18137857.59n.mmm?=1 37 7 9. 0537 8 57.5 9 4n mm7. 21取=0.6,计算轴上最大应力值:jm2 + （田丁） 40278

26、.212 0.6 23.94 1 03 ”-max 230.1 383=77. 93 paeb7 35 pa故高速轴安全，合格。弯矩图如下:j a*e%的理做m% t78w.渊般21) .低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度二b=735mpa2).计算齿轮上受力(受力如图所示)12t32=8箱盖壁厚8180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5 8箱盖bl121.5 8底座b2252.5 8箱座肋厚m80.85 8地脚螺钉型号dfm160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径dim120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2m1

27、2(0.5-0.6 ) df连接螺栓的间距i160150-200轴承盖螺钉直径d38(0.4-0.5 ) df观察孔盖螺钉d46(0.3-0.4 ) df定位销直径d9.6(0.7-0.8 ) d2d1,d2至外箱壁距离ci22c1=c1mi nd2至凸缘边缘距离c216c2=c2mi ndf至外箱壁距离c326df至凸缘边缘距离c424箱体外壁至轴承盖座端面的距离1153c1+c2+(510)轴承端盖外径d2101 101106轴承旁连接螺栓距离s1151 40139注释：a取低速级中心距，a= 160mm2附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视

28、外， 还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖和箱座的精确 定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。名称规格或参数作用窥视孔130x为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当视孔盖100位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为q235通气器通气螺减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热塞胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面m10x1或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为q235轴承盖凸缘式固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封轴承盖六闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用 的是凸缘式轴承盖，禾角螺栓u用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密(m8 )封装置。材料为ht200定位销m9 x38为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精 度，应在精 加工轴承孔前，在箱盖和箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两 个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称 布置，以免错装。材料为45号钢油面指油标尺一吐 示器m16检查减速器内油池油面的图度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，