机械设计课程设计---减速箱说明书31页

1、一、设计任务1带式运输机传动装置设计的布置:2设计的技术数据：运输带的工作拉力：F=3000 N运输带的工作速度：V=0.70 m/s运输带的滚筒直径：D=300 mm运输带的宽度 ：B=300 mm3工作情况及要求：用于机械加工车间运输工作， 1 班制连续工作,载荷有轻度冲击，使用 10 年,小批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流380/220V。速度允差5%。 二、电动机的选择计算根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V，Y系列。1.选择电动机功率滚筒所需的有效功率：PW =FV/1000=3000×0.7/1000=2.1 (KW)

2、传动装置的总效率： 式中: 滚筒效率： = 0.96联轴器效率： = 0.99 V带传动效率: = 0.95 角接触球轴承： =0.99 斜齿轮啮合效率：齿 = 0.97传动总效率:= 0.95 × 0.972 × 0.994 × 0.99 × 0.96= 0.816 所需电动机功率 : Pr=2.57 (KW) 2.选取电动机的转速滚筒转速 =44.6 r/min 查表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4,额定功率P0=3 KW，同步转速1500 r/min;或选Y系列三相异步电动机Y132S-6,额定功率P0=3 KW,同步转速1000

3、 r/min.均满足P0 >Pr 。 电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率(KW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比1Y100L243.01500142031.82Y132S63.O100096021.5为使结构紧凑，总传动比应在826，比较两种方案，决定选用方案2。电动机型号为Y132S-6.查表得其主要性能如下电动机额定功率 P0/ kw 3.0电动机轴伸长度E/mm 80电动机满载转速 n0/(r/min) 960电动机中心高H/mm 132电动机轴伸直径 D/mm 38堵转转矩/额定转矩T/N.m 2.0三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、分配传动比

4、总传动比: I总 =no/nw =960/44.6=21.525 V带传动比为24，取 i带=2.5 则减速的传动比：=21.525/2.5=8.61 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，按下式分配：= 3.409 低速轴的传动比：= 8.61/3.409=2.526 2、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电机轴P0=2.57 kw n0=960 r/min T0=9550×P0/n0=9550×2.57/960=25.57 轴：轴即减速器高速轴P1= 01=2.57×0.95=2.44 kw n1= n0/ =960/2.5=384 r/

5、min T1=9550×P1/n1=9550×2.44/384 = 60.68 轴：轴即减速器中间轴P2= P1·=2.44×0.97×0.99 =2.34 kw n2=n1/= n1/=384/3.409= 112.6 r/min T2=9550×P2/n2=9550×2.34/112.6= 198.46 轴：即减速器的低速轴P3= P2·=2.34×0.97×0.99= 2.25kw n3= n2/i23=112.6/2.526= 44.5 r/min T3=9550×P3/n3=

6、9550×2.25/44.5=482.87 N·m 轴：轴即传动滚筒轴P4= P3·=2.25×0.99×0.99=2.21 kw n4= n3=44.5 r/min T4=9550×P4/n4=9550×2.21/44.5=474.28 N·m 将上述计算结果汇于下页表：各 轴 运 动 及 动 力 参 数轴序号功 率P/ kw转 速n/(r/min)转 矩T/N.m传动形式传动比i效率0轴2.5796025.57带传动25095轴2. 4438460.68齿轮传动3.409097轴2.34112.6198.46齿

7、轮传动2.525097轴2.2544.5482.87联轴器10099轴2.2144.5474.28四、传动零件的设计计算1、确定设计功率PC原始数据：电动机的输出功率 ： 2.57kW满 载 转 速 ：960r/min从动轴转速 ：384 r/min 传动比 ： 2.5由教材表44，查得：=1.1PC=×P=1.1×2.57=2.827 kw 2、选取V带的型号根据PC和n0由教材图4-12确定，因工作点外于A型区，故选A型。 3、确定带轮基准直径、选择小带轮直径由教材表4-5和表4-6确定=110mm 验算带速V：V=5.53 m/s 在525m/s之间，故合乎要求确定从

8、动轮基准直径dd2=×110=275mm 查教材表4-6取=280mm 实际从动轮转速和实际传动比i不计影响，若算得与预定转速相差5为允许。=2.55 n2=n1/i=960/2.55=376 r/min×100%=2.1% < 5% 满足。 4、确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心a0本题目没有给定中心距，故按教材式325确定0.7(dd2+dd1)2(dd2+dd1)0.7（280+110）2(280+110) 273780取=500 mm 确定带的计算基准长度Lc按教材式2+(+)+=2×500+（110+280）+=1626.75 取标准Ld按教材

9、表3-3取=1600。 确定中心距按教材式4-27=+=500+=486.6 调整范围=+0.03=486.6+0.03×1600=535 =-0.015=486.6-0.015×1600=463 5、验算包角180°-×60°=180°-×60°=159o 120o 符合要求 。 6、确定带根数z按教材式3-29Z 由教材式3-19单根V带所能传递的功率=(+ ) 由教材式3-20包角系数=1.25()=1.25()=0.9466 由教材表4-2查得：C1=3.78×10-4 C2=9.81×

10、10-3 C3=9.6×10-15C4=4.65×10-5 =17001=100.48rad/s =1C1-C3-C4lg(dd11)=100×100.48×3.78×10-4-9.6×10-15 -4.65×10-5×lg(110×100.48)=1.116 =C41lg=4.65×10-5×110×100.48×lg=0.1398 =c41lg=4.65×10-5×110×100.48×lg=-0.013 =(+)=0.9

11、466×(1.116+0.1398-0.013)=1.18 V带的根数Z=2.396 取Z=3根 7、确定初拉力F0按教材式4-30F0=500(-1)+q=500×=142.88 N 式中q由教材表3-1查得q=0.1Kg/m 8、计算轴压力Q按教材式3-31Q=2F0zsin=2×142.88×3×sin=843N 9、确定带轮结构和尺寸绘制工作图小带轮d1(2.5-3)d，采用实心式结构d1=2d=2×26=52mm 查表25-5得 e=15，f=10，he =12，=6，=340，bd=11mm，hamin=2.75B=（z-

12、1）e+2f=（3-1）15+2×10=50 mm L=2d=2×26=52mm 查表25-4得 Smin=10mm，da1=dd1+2ha=112+2×2.75=117.5mmda2=dd2+2ha=265+2.75=270.5mm 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：原始数据：电动机的输出功率 ： 2.44kW小齿轮转速 ： 384 r/min 传动比 ：3.409 单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年。1.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表51查得 小齿轮45调质，硬度218

13、255HB，取硬度为235250HB；大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162217HB，取190217HB。 齿轮精度等级为8级 (GB1009588)计算应力循环次数N (由教材式533)=60jLh=60×384×1×(10×300×8)=5.53×108=/=5.53×108/3.409=1.62×108查教材图5-17得=1.04, =1.15取Zw=1.0，=1.0 由教材图5-16(b)得:=580Mpa，=545MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力=ZN1ZW=603 MPa =ZN2ZW=

14、627 MPa 2. 按接触疲劳强度计算中心距 由教材表55查得：=189.8 取=0.35 T1=60680 N mm 初取： , 暂取：估取： 由式541 计算 =2.47=112.7 mm 圆整取： a=115mm 一般取： mm取标准模数： 总齿数： =112.5整取 ： =113小齿轮齿数 ：z1=/(u+1)=25.63整取： z1 =26大齿轮齿数： z2= - z1 =87 取： z1=26 z2=87实际传动比： 传动比误差： 5%故在范围内。精确求螺旋角 ： 与相近，故、可不修正3.验证圆周速度 故满足要求4.计算齿轮的几何参数由5-3 按电动机驱动，轻度冲击 按8级精度查

15、取5-4(d)得：齿宽：取整：b2=45mm b1=50mm按，考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查5-7a 得：按8级精度查5-4得：齿顶圆直径： 端面压力角：齿轮基圆直径：齿顶圆压力角：由5-43得：由5-18得：基圆螺旋角：ZH= 主要参数：mn=2mm z1=26 z2=87 =10.7013o d1=52.920mm d2=177.080mmb=455.验算齿根弯曲疲劳强度由式5-44= =/=21/ =27.41 =/=82/=91.70 查图5-14得：=2.63,=2.28查图5-15得：=1.61,=1.78由式5-47计算：=1-=1-1.342×=0.

16、88 由式5-48计算：=0.25+=0.25+=0.685 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：220MPa,210MPa查图5-19得：1.0取： Yx=1.0取： =314Mpa =300Mpa = =106.5MPa<=314Mpa 安全 =102.1MPa<=300MPa 安全 5齿轮主要几何参数 Z1=26 Z2=87 =10.7013°” mn=2mm d1=52.920mm d2=177.080mm = =52.920+2×1×2=56.920mm =177.080+2×1×2=181.080mm =-

17、2.5=52.920-2.5×2=47.920mm =-2.5=177.080-2.5×2=172.080mm b1=50mm b2=45mm 齿轮的结构设计：小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。对于大齿轮，da2<200m 因此，采用实心齿轮结构。六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算由前面计算得知： 二轴传递的功率P2=2.34kw，转速n2=112.6r/min，转矩T1=198.46Nm，齿数比u=2.525，单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年。1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力

18、 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为216255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217HB 齿轮精度为8级计算应力循环次数N (由教材式533)=60=60×112.61×1×(8×300×10)=1.62×108 =/= 查图517得：1.12, 1.21取：=1.0,=1.0查图516得：=580MPa, =545MPa由式528=649.6 MPa =659.45 MPa 2.按接触疲劳强度确定中心距(u+1)mmT2=198460 N·mm 初选=1.2，暂取,0.35由式542 0.9816由表55 得=

19、189.8由式541 计算估取 则=2.47(u+1)=142.07mm圆整取： =145mm 一般取： =(0.010.02)= (0.010.02)×145=1.452.9取标准值： =2.5mm 两齿轮齿数和 ： =113.87 取：=114 =/(u+1)= =32.34取：=33= -z1=114-33=81 实际传动比： =2.455 传动比误差： 5%故在范围内。精确求螺旋角：=arccos= arccos=10.65490 =10°3917与初选 接近，不可修正=83.947mm =206.053mm 圆周速度： V=0.495m/s 取齿轮精度为8级 3验

20、算齿面接触疲劳强度 =有表5-3查得：=1.25/100=0.495×33/100=0.16按8级精度查图5-4得动载系数=1.02齿宽 b=0.35×145=50.75mm取： =55/83.947=0.655 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：=1.08查表5-4得： =1.2载荷系数=1.25×1.02×1.08×1.2=1.6524 由5-42 =0.99 计算重合度，以计算：=+2m=83.947+2×1.0×2.5=88.947 =+2m =206.053+2×1.0×2

21、.5=211.053mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan20o/cos10.6549°)=20.322o =cos=83.947×cos20.322o=78.722mm =cos=206.053×cos20.322o=193.227mm =arccos= arccos =27.743o =arccos= arccos =23.718o =(tan-tan)+(tan-tan) =35× +102×=1.708 = =1.295 由式5-43计算 = arctan(tancos)= arctan(tan10.6549&#

22、176;×cos20.3220)=10.006o = =2.46 由式5-38计算齿面接触应力=2.46×189.8×0.765×0.99× =543.5MPa<=649.6Mpa 4校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44得：= =/=33/ =34.77 =/=81/=85.34查图5-14得：=2.55,=2.28查图5-15得：=1.64,=1.76由式5-47计算=1-=1-1.295×=0.885 由式5-48计算=0.25+=0.25+=0.676由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：220MPa,210MPa

23、查图5-19得： 1.0取： Yx=1.0取： =314Mpa =300Mpa = =142.16MPa<=314Mpa 安全 =136.4MPa<300MPa 安全 5齿轮主要几何参数 Z1=33 Z2=81 =10.6549°mn=2.5mm = =83.947+2×1×2.5=88.947mm =206.053+2×1×2.5=211.053mm =-2.5=83.947-2.5×2.5=77.697mm =-2.5=206.053-2.5×2.5=199.803mm =145mm 取=60mm, =55m

24、m 齿轮结构设计计算：（1）小齿轮da1<200mm，制成实心结构的齿轮。 （2）大齿轮，da2<500m，做成腹板结构。 七、轴的设计计算1减速器高速轴的设计计算（1）选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理（2）按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮，其轴径可按下式求得：查表（8-2）得：=107118，取：=110考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%5%×（1+3%）=22.695mm考虑轴端有一个键槽 取：=26mm （3）初选滚动轴承因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见，选用角接触球轴承。根据轴端尺寸，带

25、轮的定位方式和轴承的大概安装位置，初选角接触球轴承7207AC（4）设计轴的结构a.带轮用的轴肩定位轴承按标准取7207内径为该轴为齿轮轴，轴承的周向用有过盈的配合，带轮的周向用键定位。b布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图：力学模型（5）对轴进行分析，作当量弯矩图。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图圆周力： =/=2×60680/52.920=2293.27 N 轴向力：径向力：带对轴的压轴力： Q=843 N齿轮的分度圆直径： =52.920mm 齿轮的齿根圆直径： =47.920将空间力系分解为H和V平面力系，分

26、别求支反力并画弯矩图，即：Q×240-=0 即： 求轴的弯矩M，画弯矩图 画轴的扭矩图 T=60680求计算弯矩，画计算弯矩图取根据， 绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图：6）校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩叫大的剖面和弯矩较大，轴径较细的剖面进行验算。根据主教材查得=59 MPa剖面的计算应力： ,=59MPa 安全 剖面的计算应力：,=59MPa安全 7）校核轴的疲劳强度a判断危险剖面 分别选择，剖面进行验算：剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：，。b剖面疲劳强度安

27、全系数校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据：查得：查得：，并取=6.73 =31.7 =6.58 取S=1.51.8 S>S, 满足要求c. 剖面校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据：查得：查得：，并取：=23.12 =3.58 =3.54 取S=1.51.8 S>S, 满足要求 八、滚动轴承的选择和寿命验算由于转速高、有较小轴向力，故选用深沟球轴承由机械设计课程设计查得7207A

28、C轴承：=22.5KN =16.5KN由前面计算得知： 合成支反力：=1670.78N =1845.38N FA=433.37 方向：向上 S1=0.68R1=1136.13N 方向：向上S2=0.68R2=1254.86N 方向：向上求轴承所受的轴向力S1+FA=1136.13+433.37N=1569.5 > S2轴承2被压紧 所以A1=S2=1136.13N A2=S1+FA=1569.5N求轴承的当量动载荷P1和P2 根据 A1/R1=0.6799<e=0.68 A2/R2=0.85>e=0.65 轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2=× (+)=1.2&#

29、215;（1×1670.78+0×1136.13）=2004.936N =× (+)=1.2×(0.41×1845.38+0.87×1569.5)=2546.48N <计算轴承2的寿命=29939.48h =10.39年 预期寿命: 10.39年10年 ，寿命足够在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求。九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，V带与轴的配合直径为26mm，轮毂长为50mm,传递转矩T=60680 1. 选择键联接的类型和

30、尺寸。由于精度为8级，故选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的材料：45钢。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查表得： 高速轴与大带轮连接的键：轴径=26mm，由表24-30查得键剖面宽b=8mm高 h=7=mm。选键长L=22mm 中间轴上与大齿轮联接的键：轴径分别为35m，采用相同键宽，分别为键 10×8低速轴上得键：轴径为48、62，采用相同键宽，选键14×9和18×11 2.键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压

31、应力由表2-10查得=100MPa。键的工作长度：=-=22-8=mm.由式2-35得：=95.260MPa =100MPa 安全。 十、联轴器的选择计算在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性柱销联轴器。减速器中低速轴转距：482.87 Nm，选择联轴器：48×84 TL8型号 GB/T43232002由指导书表4.7-1：T=710Nm，n=2400 r/min由表查得：KA= 1.4Tca=KA T= 1.4×482.87=676.02 Nm <T=710 Nmn = 44.5 r/min

32、 <n十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算1）齿轮润滑油的选择润滑油牌号齿轮的接触应力为，故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。润滑油的牌号按齿轮的圆周速度选择参照5-12选择： 选用320 根据4.8-1：代号3202）齿轮箱的油量计算油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递的功率，需油量：箱座高度H+(3050)+(35)=211.053/2+40+12+4=161.5