二减速箱设计方案说明书说明书.docx

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目二级圆柱直齿轮减速箱姓名学号班级指导老师2018年 1月 1日1/29目录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、 V 带传动的设计计算五、减速器圆柱齿轮传动的设计计算六、轴的设计计算及校核七、键的选择和校核八、减速器的结构九、润滑密封设计十、课程设计心得体会参考文献设计任务书2/29一、设计题目： 带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器二、系统简图：滚筒联轴器减速器联轴器v电动机输送带三、 工作条件： 1.输送机由电机驱动。电机转动，经传动装置带动输送带移动。按整机布置，要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，有

2、过载保护。2.使用寿命为 5 年，大修期 3 年。3.每日两班制，工作时连续单向运转。载荷平稳。4.允许输送带速度偏差为5%。5.工作机效率为0.95.6.按小批生产规模设计。设计内容：7.设计传动方案；3/298.设计减速器部件装配图A1）；9.绘制轴、齿轮零件图各一张(高速级从动齿轮、中间轴）；10.编写设计计算说明书一份约 7000 字）。四、原始数据：题号3参数鼓轮直径 D350运输带工作速度 (m/min0.80输出转矩 T4504/29计算及说明一、选择电动机(1 选择电动机的类型满载方案电动机型号额定功率转速 r/minPed Kw1Y112M -639402Y100L - 43

3、14203Y132S-83710按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型。2） 选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：1） P d = PwKW ，aFvKw， 2 =0.98 确定电动机的型号根据容量和转速,由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号,因此 :选用 Y100L2-4 电动机：满 载起动转最大转矩型号额定功转速 r/min ）矩额定转矩额定转率矩kw ）Y100L 2-314202.22.34低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综

4、合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素。所以，选定电动机型号为Y100L2-4二、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号Y100L2-4 ，满载转速nm=1420r/min1）总传动比i= nm/n=1420/44=32.32）分配传动装置传动比各级传动比的推荐值V 带 24；圆柱齿轮36。3）分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，故选择 i 0=3, 则：i1=3.6,i2=3。三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为 I 轴、 II 轴、 I

5、II 轴 ，以及i0 、 i1 ， 为相邻两轴间的传动比；6/2901 、12 ， 为相邻两轴间的传动效率；PI 、 PII， 为各轴的输入功率Kw ）；TI 、 TII ， 为各轴的输入转矩N m）；nI 、 nII ， 为各轴的转速r/min ）；各轴输入功率I 轴pIpd 12.88 kwII轴pIIpI32.74KWIII轴pIIIpII32.60KW卷筒轴pIVpIII42.53KW各轴输出功率I轴pIpI22.82KWII轴pIIpII22.68KWIII轴pIIIpIII22.55KW卷筒轴pIVpIII52.40KW3） 各轴输入转矩I 轴TI9550 pI58.1N mn1I

6、I 轴 TII199.0Nm7/29III 轴TIII566.9Nm卷筒轴TIV551.6Nm各轴输出转矩9550pI56.9N mI 轴T In1II 轴194.6NmT IIIII 轴T III556.0 Nm523.3N m卷筒轴T IV运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率 P Kw ）转矩 T计算大带轮的基准直径 dd 2 id d13 90270mm根据教材表 8-8， d d 2270mm 。4、确定 V 带的中心距 a 和基准直径 Ld1）按计算式初定中心距 a0 500mm (0.7(dd1dd 2 )a0 2(dd1 dd 2 )2）按计算式计算所需的基准长度Ld 0

7、2a0(dd1 dd 2 )(dd 2 dd1 )24a02dd 22100090dd11582mm2704a02查表可选带的基准长度l d1600mm3）按计算式计算实际中心距al dld 0500mma a02中心距的变化范围为 。5、验算小带轮上的包角19/291 180 - dd 2 dd157.3159 90a6、计算带的根数1）计算单根 V 带的额定功率 Pr由查表可得 p00.36,p00.03,k0.95prp0p0 k kk0.42982）计算 V带的根数 Zpca3.6故取 V 带根数为 9 根 ,若 Z 取 9 太大，故舍弃Z8.38pr 0.4298选用 1600mm

8、的 Z 型带 kL0.99, p01.048KW , k0.95故 Z=3.14，取整 Z=47、计算单根 V 带的初拉力的最小值F0 min查表可得 A 型带的单位长度质量 q 0.10kg mF2.5 k Pcaqv22.5 - 0.95 3.66.72114Nmin5005000.10k Zv0.95 4 6.7应使带的实际初拉力 F0F0min 。8、计算压轴力 Fp压轴力的最小值为FP min2Z F0 min sin124114sin 79.5897 N2五 减速器圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用圆柱齿轮传动。2

9、）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。10/29，硬度为270HBS；大齿轮材料为 45 钢( 调质 ，硬度为 230HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 Z1 30 ，大齿轮齿数 Z 23.6 30 108 ，322、按齿面接触强度设计，按计算式试算即2ktT1u 1ZEd1tudH 得kHN 1 H lim11.02600612MPaH 1SH 2kHN 2H lim 25701.08615.6MPaS2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得11/29322kt T1 u1ZH ZEd1tudHdlt49.6mm所以计算圆周速度vd1t

10、n11.23 m s601000计算齿宽 b 及模数 mntbd d1t149.649.6 mmmntd1t49.6Z1301.653mmh2.25mnt2.25 1.653mm 3.72mmb49.613.33h5.466计算载荷系数 k查表可得使用系数 kA1，根据 v1.23m s ，7 级精度，查表 10-8 可得动载系数 kV0.8，由表10-4查得 KH的值与直齿轮的相同，为 1.419kF1.42 ， kHkF1.0故载荷系数 kkA kV kH kH1 0.811.419 1.1352按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得3k31.135d1d1t46.25mm49

11、.61.4kt计算模数 mnd146.25mn1.54mmZ13012/2932kTYYFa YSa3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即mn1Z2Fd 1查图10-20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa 。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN 10.87， kFN 20.90 。计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，按计算式 (10-22计算得kFN 1FE 10.87500F1S311MPa1.4kFN 2FE 20.90380F2S244.3MPa1.4计算大、小齿轮的YFaYSa 并加以计算FYFa1YSa12.

12、52 1.625 0.01317F 1310.714YFa 2YSa22.1896 1.79640.016F 2244.286大齿轮的数值较大。2）设计计算3mn2 1.135 569000.0161 1.322mm1302对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳13/29强度计算的法面模数，故取mn1.5mm ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d146.25mm来计算应有的齿数，于是有d146.25Z130.8 31mn1.5取 Z1 31，则 Z2 i1Z1 31 3.6 1114、几何尺寸计算1）计算中心距Z1 Z2

13、mn31 111 1.5a106.5mm22将中心距圆整为 a106.5mm。2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1mn31 1.546.5mmd 2Z 2mn111 1.5166.5mm4）计算齿轮宽度bd d1146.546.5mm二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用圆柱齿轮传动。2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为 40 Cr ( 调质 ，硬度为 52HRC；大齿轮材料为45 钢( 调质 ，硬度为45HRC.4）选小齿轮齿数 Z135，大

14、齿轮齿数 Z235 3 105322、按齿面接触强度设计，按计算式试算即2ktT2u 1Z Ed2 tu H d14/291）确定公式内的各计算数值试选 kt 1.4小齿轮传递转矩 T2 194631N.2m查表 10-7 可选取齿宽系数d1,1查表可得材料的弹性影响系数ZE189.8MP 2 。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2550MPa 。按计算式计算应力循环次数N3 60n2 jLh60 131.5 128360 5 2.27232 1082.272321088N 42.3 103查图可选取接触疲劳寿命系数kH

15、N 11.10 ， kHN 21.16 。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S1 , 于是 得HkHN 3H lim31.1600660 MPa3SkHN 4HH lim41.16560649.6 MPa4SH3H 4672649H22660.5 MPa2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得321.4194631.24189.8d3t 2.321372.9mm649.6计算圆周速度vd3t n20.5m s601000计算齿宽 b 及模数 mnt 15/29b d d3t1 72.9 72.9mmd3 t72.9mnt 2.68mmZ135h 2.25mnt

16、 4.67mmb 72.9h 4.6715.61计算载荷系数 k查表可得使用系数 kA 1，根据 v 0.5 m s， 7 级精度，查表可得动载系数kV 1.05， kH 1.424 ， kF1.38， kH kF 1故载荷系数 k kAkV kH kH11.05 1.41.4241.4952按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得33d3d3tk 1.495272.974.52mmkt1.4计算模数 mn d374.52mn 2.13 mmz33533、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 mn 2k T2Y YFa YSa d Z32F查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 3500

17、MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4350MPa 。16/29查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN 30.88 ， kFN 40.95 。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，按计算式计算kFN 3FE 30.88 500F3S314.3MPa1.4F4kFN 4FE 40.95 350 237.5MPaS1.4计算大、小齿轮的YFaYSa 并加以计算FYFa 3YSa32.451.650.01286F 3314.3YFa 4YSa42.191.7940.016F 4237.5大齿轮的数值较大。2）设计计算3mn 2 1.495194631.20.01654 1.99mm1352对

18、比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn 2mm ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d374.52mm来计算应有的齿数，于是有d374.52Z337.26 38mn2取 Z338 ，则 Z4 i2Z3 3 38 1144、几何尺寸计算1）计算中心距Z3 Z4 mn 38 114 2a 152mm22将中心距圆整为 a 152mm 。17/29d3Z 3mn38276mmd 4Z 4mn2114228mm4）计算齿轮宽度b d d31 7676mm六 轴的设计计算及校核一）中间轴的设计计算设计1、已知

19、条件中间轴的传递功率P22.68kW，转速 n2131.5 r/min，齿轮分度圆直径d2116.5mmd376mm。齿轮宽度 B240mm B376 mm。2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对总量及尺寸无特殊要求，故选45 钢 轴承部件的结构设计18/29两端的固定方式 轴段、轴段 设计该段轴上安装轴承，其设计应与轴承选择同号进行。考虑无齿轮轴向力存在，选深沟球轴承。考虑轴段、 上安装轴承，应符合轴承内径系列。暂取轴承为 6307，进行设计 .查 表， 得轴 承内 径d=40mm， 外径D=90mm，宽 度B=23mm， 定位 轴间da=44mm，外径定位直径Da=71mm。对轴的力的作用

20、点与外圈大端面的距离a3=9mm，故 d1=40mm。通常一根轴上两个轴承取相同型号，故d5=40mm3轴段与轴段的设计轴段上安装齿轮3，轴段安装齿轮2，为了便于齿轮安装， d2 、 d4 应大于d1、 d5 ，初定 d2 =d 4=40mm。齿轮 2 的轮毂宽度与齿轮宽度B2 =40mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3 的直径小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿宽宽度B3 =85mm相等，其右端用轴肩定位，左端采用套筒固定，为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮轮毂略短该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范为轴段与轴段的长度该减速器齿轮的周围速度小

21、于2m/s，故轴采用脂润滑，需用挡圈挡住油环组织箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离为=10mm，中间轴上的两个齿轮的固定均由挡油环完成。则轴段的长度为L1B1=20+12+5+3=43mm轴段的长度为 L5B218+8+5=31mm6轴上力作用点的距离轴承反力的作用点距离轴承外圈大端面的距离a3 =9mm由图可得轴的指点及受力点间的距离为l1L1b3a33mm =43+100/2-19-3 ）mm=81mm2l 2L3b2 b3=10.5+83 mm=93.5mm2l3L5b2a32mm = 画轴的受力简图。2 计算支撑反力，在水平面上为：Fr 2l 3Fr 3 (l2 l 3

22、 )R1 Hl2l3l12275.8 （93.5+68.5）8193.568.51265.4N20/29R2 HFr 2 R1H Fr 3893.4 1265.42275,8117N式中的负号表示与图中所画力的方向相反。在垂直平面上为R1vFt 3 (l 2l 3 ) Ft 2l 3l1l 2 l36252.62434860.3NR2vFt 3 Ft 2 R1v6256.62454.54860.33846.8N轴承 1 的总支承反力为R1R1 H2R1V25022.3 NR2R2 H2R2V23848.6 N3画弯矩图在水平面上， a-a 剖面图左侧为M aHR1 H l11265.4 811

23、02497.4Nmm因为所选轴承为深沟球轴承，所以不受轴向力，故其左右两侧面所受力矩相同。b-b剖面右侧为：*R2 H l 3M bH M bH117 68.58014.5Nmm在垂直平面上M avR1vl14860.3mm21/29M bvR2vl33846.8mm合成弯矩，在 a-a 剖面左侧为22M aM aHM aV102497.42(393684.3)2 N.mm406808.35N.mma-a剖面右侧为M a*M ab-b剖面左侧为M b22M bHM aV(8014.5)2(263505.8)2 N.mm263627.65N.mmb-b剖面右侧为M b*M b7、校核轴的强度虽然

24、 a-a 剖面左侧弯矩大，但a-a 剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故 a-a 剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算校核强度。a-a剖面的抗弯截面系数为d23bt ( d2 t) 22312 42523W2d232227074.3 mm32抗扭截面系数为d23bt ( d2t )2342 52W3aa-a剖面左162d2162214344 mm侧弯曲应力为bM a406808.35 Mpa28.36MpaW1434422/29a-a右侧弯曲应力为*bb扭剪应力为T2191093 Mpa7.45MpaWT25641按弯矩合成强度进行校核计算，取折合系数 =0.6则当量应力为* e* b24

25、( )225.03524(0.6 7.45)226.58Mpa*b ，查表得 45钢调制处理抗拉强度极限B 650Mpae查表得 轴的许用弯曲应力1b =60Mpa* e L* h符合寿命要求七 键的设计与校核:1）高速级键的选择和校核根据 d136,T1101.6，确定 V 带轮选铸铁HT200 参考教材表10-9, 由于d130在 2230 范围内，故 d1 轴段上采用键 bh ： 8 7 ,采用 A 型普通键。键校核：为L1=48mm 综合考虑取 l =42mm。查课本 155页表10-10，s p = 50 60， S4T135.3MPa 50MP a 所选键为： b:h 。 l=8:

26、7:42强度合dlh格。2） 低速级键的选择和校核因为 d5=62,查课本 153 页表 10-9 选键为 bh:18 11 查课本 155页表 10-10得b100120。4T4787.31103。初选键长为86,校核所以所选53.70Mpabdlh62(92 6)11键为 : bh l :18 1186装联轴器的轴直径为 48, 查课本 153 页表 10-9 选键为 bh :149 ，查课本 155页表 10-10 得b100120 L1 76初选键长为 76,校核4T4787. 31310 95. 91Mpadl h48(82 6)9b 所以所选键24/29为 : bhl :14976

27、 。八 . 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造 HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H 7 配合 .is61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s ，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.33. 机体结构有良好的工艺性 .铸件壁厚为 10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔

28、，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.25/29D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平

29、衡 .E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 .G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号机座壁厚机盖壁厚1机座凸缘厚度b机盖凸缘厚度b1机座底凸缘厚度b2地脚螺钉直径d f地脚螺钉数目n轴承旁联接螺栓直径d1机盖与机座联接螺栓直径d2联接螺栓 d2 的间距l轴承端盖螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径ddf 至外机壁距离c1d1 至外机壁距离c1d2 至外机壁距离c1d f 至凸缘边缘距离c2d2 至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1凸台高度h外