设计说明书11959

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目展开式二级圆柱齿轮减速器设计题目1、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2、系统简图系统简图如下图所示联轴器滚筒减速器3、工作条件连续单向运转，有轻微振动，空载启动，运输带速度允许速度误差为士5%。使用期限为10年，小批量生产,两班制工作。4、原始数据运输机工作轴转矩t/(n - m)800运输带工作速度v/ (m/s)1. 4运输带滚筒直径d/mm400二总体设计一、选择电动机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、确定电动机的功率p电动机所需工作功率匕（kw）为 p”

2、=亠工作机卷筒的转速刀=6° %卩=gg. 88 r/min tid工作机所需功率匕伯）为蟲传动装置的总效率为“ =玳7伽4按机械设计课程设计指导书确定各部分效率为：联轴器效率为7 = 0.99，闭式齿轮传动效率“2 = 0.97,滚动轴承仏=0. 98 ,卷筒效率4=0.96,代入得77 = 0. 992 x 0. 972 x 0. 984 x 0.96 = 0.8 2 所需电动机功率为因载荷平稳，电动机额定功率cd略大于匕即可。由机械设计师实用手册眾23-4, y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率（d为7.5kw。3、确定电动机转速卷筒轴工作转速60 x 1000/60 x

3、1000 x 1. 4“、= = = 66. 88(r / mm)tid3. 14 x 400通常，二级圆柱齿轮减速器为4 =860,故电动机转速的可选范围为n'd = i'nw = （8 60） x 66. 88r / min = 535 4013/ / min符合这一范围的同步转速有750 r/min, 1500r/min和3000i7min,其中减 速器以1500和1000r/min的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械 设计师实用手册第23章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列 于表2:表2额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率/kw同

4、步转速/满载转速电动机质量/kg机械设计课 程设计指导书机械设计师 实用手册表 23-4机械设计师 实用手册第 23章1y132m-47. 51500/14408122. 52y160m-67. 51000/97011915. 2表2中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的质量和价格, 选择方案1,即所选电动机型号为y132m-4。二、传动比分配1、总传动比144066. 8821.52、分配传动装置各级传动比减速器的传动比i为21.5,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的a =(1.11.5儿，为了分配均匀取ix =1.

5、2/2 ,计算得两级圆柱齿轮减速器高速 4 = 4.23级的传动比厶=5. 08 ,低速级的传动比2； =4.23.三、运动和动力参数计算1、0轴（电动机轴）:pq = p（! = 6. 8af 刀o =刀加=1440r / min% = 9550 位=45沖 m心2、1轴（高速轴）:人= 6. x 0. 99 = 6. 732kw 刀=刀o = 1440厂 / min= 9550 b = 44. 6ar m43、2轴（中间轴）：p2 = p血3 = 6. 732kw x 0. 97 x 0. 98 = 6. 40a/t =乞=1440 = 283. 5旷 / min2 i、 5.08t2 =

6、 9550 空=215.6川 mn24、3轴（低速轴）:p. =77/73 = 6. 40kw x 0.97 x 0. 98 = 6. °8w 门3 = = 67. or / mint.、= 9550 空=866. in in门35、4轴(卷筒轴)：p、= p；eg = 6. 08af x 0. 99 x 0. 98 = 5. 90a/f 刀i =刀3 = 67. 0/ / min= 9550 丄=840. *n in轴名电动机 轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速n(r/min 56767功率p(kw)6. 86.7326.406. 085. 90转矩t(n*

7、m)4544. 6215.6866. 7840. 8传动比i15. 084. 231效率n0. 990. 950. 950. 97对运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表3如下:三主要零部件的设计计算一、传动零件的设计1、高速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（gb 10095-88 ）03）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经齐性，两 级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿 轮的齿面硬度分别为240hbs, 280hbs,二者材料硬度差为4

8、0hbs。4）选小齿轮的齿数勺=20,大齿轮的齿数为勺=5. 08 x 20 = 101.6,取召=102, u = 5. 1用。2. 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即误差二= 0.39%不超过±3%5%,故可1参考机械设计基础171页（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数k1. 2 参考机械设计基础169页2）由以上计算得小齿轮的转矩44. 6/v m3）查机械设计基础表11-6选取齿宽系数,/=1,查机械设计基础械设计基础171页机械设计基础169页机械设计基础表11-1表11-4取秋料的弹性系数匂、=189.8,区域系数z =2.5,按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强

9、度极限= 600沪臼；大齿轮的接触疲劳强度极限可血2 = 560必（参考机械设计基础表11-1）.4）计算应力循环次数n60/7丿乙=60 x 1440 x 1 x (2 x 8 x 365 x 10) = 5. 0458 x 1(/土 = 5. 0458 x2 = 9.8936 x 10*5. 15)a计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%, 参考机械设计基础4 n-5安全系数sn=l机械设计基础表11-5b 】得b simlsh6山600i-600妬560"t560j#匕45. 13圆周d3)4)60 x 1000计算齿宽:3.14 x 45.13 x 1440 = 3<4

10、q1z/7/s60 x 1000=1 x 45. 13 = 45. 3mrn计算齿宽与齿高比:模数:z, 20=2. 26/77/77 取 m=2. 5（2）计算：1）带入（7 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径/的最小值为2)齿高:h = 2. 25/77 = 2. 25 x 2. 26 = 5. 09mm几何尺寸计算（i）分度圆直径:di=mzi=2. 5 x 20 = 50mmd2=mz2=2. 5 x 102=255mm(2)中心距:"宁(3 )齿轮宽度:b =皿=50/zzzz/取 b2 = 50/77/77= 55mm4、机械设计基础公式校核齿根弯曲疲劳强度6 =半 f m

11、 % bziil确定公式内的各计算数值1)查机械设计基础表11-1得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b加=480沏巾;大齿轮的弯曲疲劳强度极限沙=410沏巾;fe2d=50mni d2=255mma =152. 5nunb2=50ninib；=55nim查机械设计基础表11-12)计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数s=1.4,得 b/=乩=342.86幅l 7 j1 sh 1.4勺竺 =292. 86嫗 s 1-43)4)载荷系数k=1.2查取齿形系数.机械设计基 础图11-8机械设计基础图门-8得丫間=2. 92;= 2.255)查取应力校正系数.机械设计基础图门-9得丫加=1. 56; k

12、s;?2 = 1.816)y y计算小、大齿轮的羽埠0訂kf = 2'34 8656 =°-01334勒必2 _ 2- 25 x 1.81 = 0.01391crj292.86(2 )校核计算2x1.2x4.46x10x 2.92 x 1.56 慫 01如 < 厲50 x 2. 52 x 207&01 x 2.25 x 1.812. 92 x 1. 56=69. lampa < 6故选用的齿轮合格2、低速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（gb 10

13、095-88 ）03）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经齐性，两 级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿 轮的齿面硬度分别为240hbs, 280hbs,二者材料硬度差为40hbs。4 ）选小齿轮的齿数勺=24 ,大齿轮的齿数为勺=4. 23 x 24 = 101. 5 ,取召=102, “ =丝=5. 1,误差二=0. 39%不超过土 3%5%,故可 勺i用。2. 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即n 竺z. u±x （孕卑）2参考机械设计基础171页v u %确定公式内的各计算数值2）试选载荷系数 = 1.2 参考机械设计基础1

14、69页2）由以上计算得小齿轮的转矩215. 6;v m3） 查机械设计基础表11-6选取齿宽系数 =1,查机械设计基础4 11-4 m料的弹性系数 = 189.8,区域系数=2.5,按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限（r/liml = 600/1 ;大齿轮的接触疲劳强度极限= 560必（参考机械设计基础表11-1）.4）计算应力循环次数n=60/7,7 = 60 x 283. 5 x 1 x (2 x 8 x 365 x 10) = 9. 9338 x 108= 9.9338 x 10- =l 9478 xl0s5. 1a计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数s“=l 参考机械设计

15、基础4 11-5机械设计基 础171页机械设计基础169页机械设计基 础机械设计基础表11-5liml得j jlblimc/2-=560如1(2)计算: 1)带入7訂中较小的值，求得小齿轮分度圆直径血的最小值为=69. 843)圆周速度：7idn 3. 14 x 69. 84 x 283. 51 aoro /v = ! = = 1. 0362/77 / s60 x 100060 x 10003) 计算齿宽：b =汀 d、= 1 x 69. 84 = 69. 844) 计算齿宽与齿高比：d 69 «4模数：/二上l =竺竺 =3. 492加 取m=3. 5z 20齿高： 力=2. 25

16、/ = 2. 25 x 3. 5 = 7. 88/.b_ _ 69.84'h _ 7.883、几何尺寸计算(1)分度圆直径:d】=mzi=3. 5 x 24 = 84mmd2=niz2=3. 5 x 1 02=357mm(2)中心距：a =仏乜=84 + 357 = 220. 5滋2 2(3 )齿轮宽度：b =« = 84/zz/z?取 b2 = 85/n/n b、= 90/zzw4.机械设计基础公式“-了校核齿根弯曲疲劳强度di=84mm d2=357mnia=220. 5mmbl =8 5mmb 2=9 omni6 = t yeaysa < g机械设计基础表11-1

17、bzxm确定公式内的各计算数值7) 查机械设计基础表11-1得得小齿轮的弯曲疲劳强度极限% = 480咖匕;大齿轮的弯曲疲劳强度极限b彩=410协匕;8) 计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数s=1.4,得480l4=342. 86沏kl410n292. 86泌12)计算小、大齿轮的机械设计基 础图11-8机械设计基础图11-99) 载荷系数k=1.210) 查取齿形系娄攵.查机械设计基础图门-8得犒=2. 77;打注=2.2411) 查取应力校正系娄攵.查机械设计基础图门-9得丫畑=159;*“2 = 1.81嗨护"85卡2令(2 )校核计算=92. 28mp& &l

18、t; cyh2 x 1. 2 x 2. 156 x io' x 2. 77 x 1. 5984 x 3. 52 x 24=曲4 =92- 28 % 2 24 x 1. 81 = 84. 95姬 < %2. 77 x 1.59故选用的齿轮合格高、低速级齿轮参数列表如下:名称高速级低速级中心距a (mm)152. 5186法面摸数叫(mm)2. 53. 5-i 齿数2024<102102分度圆1心(mm)5084直径'力(nini)255357齿顶圆% (mm)5591直径% (mm)260364齿根圆(mm)43. 7575. 25直径叫(mm)248. 75355.

19、 25齿2.(mm)5590宽二（mm）5085齿轮等级精度88材料及热处理45钢，调质后淬火45钢，调质后淬火四轴系结构设计1、高速轴的轴系结构设计1）轴的结构尺寸设计根据结构及使用要求，把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分七段，其中 第5段为齿轮，如图2所示：机械设计基 础245页表 14-2图2由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同， 均为合金钢，热处理为调制处理，机械设计基础245页表14-2 w料系数 c 为 110。所以，该轴的最小轴径为：久g > csp- = 110 x= 1&39加min nv 1440机械设计师 实用手册表 20-7考虑到

20、该段开键槽的影响，轴径增大6%,于是有：标准化取d=22mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程如下：i段轴的尺寸：参考机械设计师实用手册表 7采用yl5y型联轴 器，其参数为d=22mm =li=52mmdi=d=22mm li=li=52mm机械设计师 实用手册541 页表18-13ii段轴的尺寸：ii处的轴肩高度h=( 0. 070. 1 )d产1. 542. 2mm 取h=2mmd2=di+2 x h=26mm为便于轴承端盖拆卸，取l2=50mmiii段轴的尺寸：参考机械设计师实用手册541页表18-13逸6206型轴承，其基本尺寸内径d=30mm,外径d=62mm,宽度b=16mm

21、d3=d=30mm13=b=16 mmiv段轴的尺寸：iv处的轴肩高度h= ( 0. 070. 1 ) d3=2. 13. omni 取h=2. 5mmd4=d3+2 x h=35mm 14=90+2+10+2=104mmv段轴的尺寸：d5=50nini l5=bi=55mnivi段轴的尺寸：d6=d4=35mm16=10+5=15mmvii段轴的尺寸：d7=d 3=3 0mm1 尸b+ l=17mm2)轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见下图)及受力计算其中 ll=84mm l2=l39. 5mm l3=50mm纽=2 x 44600 = 78側"d、50frc = tan an

22、 = 1784 x tan 20° = 649. 32/v由 fbv+fdv=frcfbvl2=fdvl3得 fbv=172. 58n fdv =476. 74n由 fbh+fdh=ficfbh12=fdi113得 fbh=474. 17n fdh =1309. 8n轴的弯矩图和垂直面、水平面弯矩图如下水平66146. 72竖直24074. 91c-c截面最危险，其当量弯矩为71652. 03n me =+ (刃严=770391. 682 + (0. 3 x 44.6 x 103)2d > j- = 22. 86滋 < 50/77/77v°- h j所以合格2、

23、中间轴的轴系结构设计1 ）轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分五段,其中第11 段和第iv段为齿轮，如图4所示：图4由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同, 均为合金钢，热处理为调制处理，材料系数c为110。所以，有该轴的最小轴径为：dmin > c31 = 110 x j乩1= 31. 09滋y nxv 283. 5考虑到该段开键槽的影响，轴径增大6%,于是有：drain=32. 96mm机械设计师 实用手册541 页表18-13其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程如下：i段轴的尺寸：参考机械设计师实用手册541页表18-13采用

24、6207 轴承，其基本尺寸内径d=35mm,外径d=72mm,宽度b=17mmdi=d=35mm 11=b+18 5=35 5mmii段轴的尺寸:ii处的轴肩高度h= ( 0. 070. 1 ) d,=2.4853. 5mm 取 h=2. 5 mmd2=di+2 x h=40mm l2=50-2=148mmiii段轴的尺寸：hi处的轴肩高度h=( 0. 070. 1 )d2=2. 84. 0mm 取h=3mm d3=d2+2 x h =46mm 13=1. 4h=4. 2mm,取 l3=7mmiv段轴的尺寸：d4=d2=40mm14=90-2=88mmv段轴的尺寸：d5=d1=35mm15=b

25、+12. 5=29. 5mm2)轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见下图)及受力计算r/帖<r帥£1ll=51mml2=75mml3=65mm2td2 x i。' =5133. 3，v84tan a = 5133.3 xtan 20° = 1868. 4/v2t d2 x 215.6 x 103=1690. 98/v255tan a = 1690. 98 x tan 20° = 615. mn由 fbv+fd产fcfbv12=fdv13得 fbv=172. 58n fdv =476. 74n由 fbh+fdh=fufbh12=fdh13得 fbh=

26、474. 17n fdh =1309. 8n巧.2（厶+厶）+耳仏 =57& 96wi 12 i厶厶+ &（厶+厶）=904. 91艸l、i i 3fliv =f/w =fm + 厶）+ fj% = 433& 09yv l、i lq i *3鱼厶+你（厶+厶）=2486. 19艸i lq i轴的弯矩图和垂直面、水平面弯矩图如下2-2截面最危险，其当量弯矩为me =+ 匕卩)2 = 235441. 872 + (0. 3 x 215. 6 x 103)2 = 244164. 65;vmd > 3（ -=34. 40mm < 40mmyo.i所以合格161601

27、. 84水平竖直3、低速轴的轴系结构设计1 )轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴，共分七段，如图6所示:由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同， 均为合金钢，热处理为调制处理，材料系数c为110。所以，有该轴的最小轴径为：n= 110 x泸 08 = 49. 43加v 67考虑到该段开键槽的影响，轴径增大6%,于是有：dmin=52. 40mm机械设计师 实用手册表 20-7其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程如下：i段轴的尺寸：参考机械设计师实用手册47采用yl10型联轴器，其参数为d=55mm li=84mmdi=d=55mm li=li=84mm

28、机械设计师 实用手册541 页表18-13ii段轴的尺寸：ii处的轴肩高度h= ( 0. 070. 1 ) dt=3. 855. 5nini 取 h=4. 5mm d2=d+2 x h=64mm为便于轴承端盖拆卸，取12=50mmiii段轴的尺寸:hi处的轴肩高度h=( 0. 07_0. 1 )d2=4. 486. 4mm 取h=5mm 参考机械设计师实用手册541页表用6215型轴承，其基本尺寸内 径 d=75mm,外径 d=130mm,宽度 b=25111111 d3=d=7 5 mm13=b=25mmiv段轴的尺寸:iv处的轴肩高度h=( 0. 070. 1 )d3=5. 527. 5m

29、m 取h=6mm d4=d3+2 x h=87mm14=50+3+10+3=66mmv段轴的尺寸：v处的轴肩高度h= ( 0. 070. 1 ) d4=6. 09 & 7 mm取h=6. 5mm 山=山+2 x h=100mm15=1. 4h=9. 1mm,取 15=10nmivi段轴的尺寸：d产d产86mm16=85-2=83mmvii段轴的尺寸：d7=d3=75mm1 疔b+l 0+2+3=43mm2)轴的受力分析及计算轴的受力模型简化及受力计算其中 ll=71. 5mm, l2=119mm, l3=69mm2tf =二“dfrc = ftc tan an = 4855. 5 x

30、tan 20° = 1757. 2nfdvfrocd水平竖直由 fbv+fdv=frcfbvl2=fdvl3得 fbv=612. 75n fdv =1 154. 45n由 fbh+fdh=ficfbhl2=fdi1l3得 fbh=1683. 57n fdh =3171. 93nc-c截面最危险，其当量弯矩为mc = j/ +(“)2 = 232909. 452 + (0. 3 x 866. 7 x 103)2 = 349073. 08/v d > 3t = 38. 75/zz刃 < 86/zzzz;v°-1故合格4、各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均

31、为静联结，因此只需进行挤压应力的校核选择45 钢，其许用挤压应力为ap=150mpa(1)高速轴大齿轮处键：选用单圆头普通平键（a 型）b=6mm, h=6mm, l=50mm; t=44. 6n - m_ 27 _2 x 44. 6_ 22 x 44 x 3 x 10"9=30. impa < (2)中间轴齿轮处键：高速级齿轮选用圆头普通平键(a型)b=12mm, h=8mm, l=40mm; t=215. 6n_ 27 _2 x 215.6_ 40 x 28 x 4 x io'9=96. 3mpa < %低速级齿轮选用圆头普通平键(a型)b=12mm, h=8

32、mnb l=70mm; t=215. 6n2t2 x 215.6"一倔 一 40 x 58 x 4 x 109=46. 5mpa < 込低速轴大齿轮处键：低速级齿轮选用圆头普通平键b=2omni, h=12mm, l=70mm; t=866. 7n - m2t2 x 866. 7"一刃& 一 65 x 81 x 6 x io-9=67. 2mpa < 7联轴器选用圆头圆头普通平键b=14mm, h=9mm, l=95mm; t=8667n m2t _2 x 866. 7dlk 65 x 81 x 4. 5 x io-9=73. 2mpa < 込5、

33、滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是深沟球轴承 轴i 6206两个，轴ii 6207两个，轴iii选用6215两个(gb276-89) 寿命计算：轴i1. 查机械设计师实用手册表18-13,得深沟球轴承6206cr = 15 wcor = 10&v2. 查机械设计基础280页表"-门得x=l, y=03. 计算轴承反力及当量动载荷：机械设计师 实用手册 表 18-13机械设计基 础280页表 16-11在水平面内轴承所受得载荷f讪=f,2ht = 892"在水平面内轴承所受得载荷friv = fr2v = 丄 =324. 66/v2所以轴

34、承所受得总载荷ft. = fr = f2 = 丁心 + 严冷=949. 25“ 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：p = f xf. + yf) = 1139. 10"piii4.已知预期寿命5年，两班制厶o力=2 * 8 * 5 * 365 = 29200h基本额定动载荷cr =型纭=13. 8kn < 15&vv 106所以轴承6206安全，合格轴iii«机械设计师 实用手册»表 18-13机械设计基 础280页表 16-111. 查«机械设计师实用手册 >>表18-13.得深沟球轴承6215cr = 50. 8kn c

35、or = 41. 2kn2. 查机械设计基础280页表16-11得x=l, y=03. 计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷f讪=?；2/ = h = 2427. 75艸2在水平面内轴承所受得载荷% = fr2v二如二883. 6;v2所以轴承所受得总载荷几=5 =你2 =+ 宀=2583. 55n由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：p = fpxfr + 心=3100. 26/v4. 已知预期寿命5年，两班制lz = 2*8*5* 365 = 29200力基本额定动载荷cr =型s = 17. 58kn < 50. 8wv io6所以轴承6215安全，合格中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承6207安全，合 格。五减速器箱体及其附件的设计1、箱体结构设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附 件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=220 ）名称符号设计依据设计 结果箱座壁厚60. 025a+3=8 99考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚0. 02a+3>89箱座凸缘厚度b