机械设计课程设计任务书--97-03版

1、机械设计课程设计说明书设计题目： 展开式箱内两级减速器 院 系：机电院过程装备与控制工程 班 级： 2011级3班 学 号： 2011700017 设 计 者： 周 强 指导老师： 赵 芸 芸 完成日期： 2014年1月8日 目 录一、 设计任务书 ······ 二、 传动方案的拟定和说明三、 电动机的选择四、 传动装置的总传动比及其分配五、 传动装置的运动和动力参数六、 传动件的设计计算七、 轴的设计八、 滚动轴承的选择及计算九、 键连接的选择及校核计算十、 联轴器的选择十一、 减速箱箱体尺寸设计十二、 减速器附件的选择十三、 润滑

2、与密封十四、 设计小结十五、 参考资料一、 设计任务书总体布局图： 原始数据： D=300 mm V=0.63 m/s T=400 N·m已知条件：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。2、 使用寿命为5年，大修期3年。3、 工作条件：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±5%。5、 工作机效率为0.95。6、 按小批量生产规模设计。设计内容：1、 设计传动方案2、 设计减速器部件转配图（A1）。3、 绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动轮、中间轴）。4、 编写设计计算说明书一份（约7000字）。二、 传动方案的

3、拟定及说明如任务说明书上布置简图所示，传动方案箱内采用展开式二级圆柱齿轮减速器。其中，箱体外采用V带传动。为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算其驱动卷轴的转速nw，即：nw=60×1000VD=60×1000×0.63×300=40r/min一般选用同步转速1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机。因此，传动装置的总传动比约为25或37.5，根据传动比数值，可拟定出总级数三级传动方案。三、 电动机的选择1、 电动机类型和结构形式：按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相

4、异步电动机。它为封闭卧式结构。2、 电动机容量（1）、卷筒轴的输出功率：Pw=FV1000=Tnw9550=1.68Kw F=2666.5N（2）、电动机的输出功率：Pd=Pw 传动装置的总效率：=1233245查表得：V带传动1=0.96，滚动轴承2=0.99 ，圆柱齿轮3=0.97，弹簧联轴器4=0.99，卷筒轴滑动轴承5=0.96。 =0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.833 Pd=1.680.83=2.24Kw （3）、电动机的额定功率Ped： 查机械设计课程设计书表20-1，选取电动机的额定功率 Ped=3Kw 。3、

5、电动机的选择：由表2-1查得：V带传动常用传动比范围i1=24，单级圆柱齿轮传动比i2=36则电动机转速可选范围：nd=nw·i1·i22=7205760r/min可见同步转速为1000r/min,1500r/min,3000r/min的电机符合，这里初步选定为1000r/min,1500r/min两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型 号额定功 率电动机转速电动机质量传动比同步满载总V带单级1Y132S-63Kw100096063Kg242.78.82Y100L2-43kw1500142038Kg35.5311.84、 电动机的技术参数和外形安装尺寸由表20-1,20-

6、2查出主要外型参数、技术参数、安装尺寸。5、 齿轮高速级的传动比在36之间，且高速级与低速级的倍数在1.31.4倍之间。转速为1000r/min低速级i=2.6；转速为1500r/min低速级i=3.01。转速1000r/min不满足齿轮传动比36，所以选择转速1500r/min的电动机，即：Y100L2-4。四、 传动装置总传动比及其分配1、总传动比：i总=142040=35.52、分配各级传动比V带传动比： iV=3齿轮传动比：取高速级传动比为i高=1.3i低 1.3i低·i低=35.53 齿轮高速级：i高=3.91，齿轮低速级：i低=3.01五 传动装置的运动和动力参数1、 各

7、轴转速电动机机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴。n0=1420r/minn=14203=473r/minn=4733.91=120r/minn=1203.01=40r/min传送带转轴：n=n=40r/min2、 输入各级的功率（按发动机额定功率Ped 计算各轴输入功率）P0=ped=3KwPI=p01=3×0.96=2.88KwPII=pI23=2.88×0.99×0.97=2.77KwPIII=pII23=2.77×0.99×0.97=2.66Kw3、 各轴转矩（T N·m）T0=9550×

8、P0n0=9550×31420=20.18 N·mTI=9550×PII=9550×2.88473=58.15 N·mTII=9550×PIInII=9550×2.77120=219.29 N·mTIII=9550×PIIInIII=9550×2.6640=631.75 N·m4、 计算结果汇表项目机轴高速轴中速轴低速轴传动带转速(r/min)1420473 1204040输入功率(Kw)32.882.772.662.61转矩(N·m)20.1858.15219.29631.

9、37传动比33.913.011六、 传动件的设计计算1、 V带设计：电动机功率Ped=3Kw，转速n0=1420r/min，传动比iV=3，每天工作8小时。（1）、确定计算功率Pca 由表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故： Pca=KAP=1.1×3=3.3Kw（2）、选择V带的带型 根据Pca、n0，由8-11选用A型带。（3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速Va、初选小带轮直径dd1，由表8-6和表8-8，取小带轮基准直径dd1=90mm。b、验算带速VV=dd1n060×1000=×90×142060×1000=6.99m/s(5

10、m/sV30m/s,带速合适)c、计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i·dd1=3×90=270mm根据表8-8，圆整为 dd2=280mm （4）、确定V带中心距a和基准长度Ld0 a、根据式8-20，确定中心距a0=500mm （259mma0740mm） b、由式8-22计算带所需的基准长度： Ld0=2a0+2（Ld1+Ld2）+（Ld1-Ld2）24a0=2×500+2×90+280+(280-90)24×500=1599mm由表8-2选带的基准长度 Ld=1600mmc、由式8-23计算实际中心距a a=a0+Ld1+Ld22=5

11、01mm 中心距的变化范围： amin=a-0.015Ld=477mm amax=a+0.03Ld=549mm amin< a < amax即：477mm<a<549mm(5)、验算小带轮上的包角 1 1=180°-Ld1+Ld257.3°a=158°90°（6）、计算带的根数z1）、计算单根V带的额定功率Pr 由dd1=90mm、n0=1420r/min，查表8-4a，得P0=1.053Kw；根据n0=1420r/min、i带=3和带型A，查表8-4b，得P0=0.17Kw；查表8-5，得K=0.954；查表8-2得KL=0.9

12、9；所以有：Pr=P0+P0·K·KL=1.14kw2）计算V带的根数Z z=PcaPr=3.31.14=2.89，取Z=3（根）（7）、计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min 查表8-3得，A型带的单位质量q=0.1Kg/m（F0）min=500×(2.5-K)PcaKZv+qv2=139.76N140N应使带的实际初拉力F0>（F0）min。对于新安装的V带F0=1.5（F0）min，运动后的V带初拉力F0=1.3（F0）min。（8）、计算压轴力Fp（Fp）min=2z（F0）minsin12823N（9）、V带结构设计 由表15-3，知A0介于1

13、26-103,取A0=112dA03Pn=112×32.8847320.45圆整d=22mm（带轮参数：d=22mm，d1=44mm，表9-1，,B= 50mm，L=50mm，D0=146mm，D1=248mm，= 6mm，hf=10mm，ha=2.75mm，f=10mm，e= 15mm，=32°，da=285.5mm，dd=280mm，由于 dd300mm，选用孔板式）2、 齿轮设计高速级齿轮A、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿轮传动2） 用7级精度3） 小齿轮选用z1=24，大齿轮z2=i高·z1=3.91×24=93.9，取z2=9

14、5。4） 材料：小齿轮材料为40cr（调质），硬度280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度240HBs，两者硬度差40HBS。5） 螺旋角初始选用=14°、B、齿面接触强度设计 d1t32ktT1d·u±1·(ZHZEn)21)、确定公式中各计算数值a) 试选Kt=1.3，b) ZH=2.43；1=0.78；,2=0.86，=1.64； TII=58.15N·m=58150N·mm。c) 查表10-7得：d=1。d) 查表10-6得：ZE=189.8Mpa12。e) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H1=60

15、0Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限H2=550Mpa。f) 由式10-13，N1=60n1jLh=60×473×1×2×8×300×5=6.8×108；N2=N13.91=1.74×108。g) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.2，KHN2=1.08。h) 计算接触疲劳许用应力取失效率1%，安全系数s=1。H1=KHN1H1s=1.02×600=612MpaH2=KHN2H2s=1.08×550=594Mpa许用接触应力H=H1+H22=603Mpa 2)、计算a) 试算小齿轮分度

16、圆直径d1t，由公式可得： d1t32×1.3×5.815×104×4.9131×1.64×3.91×2.433×189.86032=40.78mmb) 计算圆周速度：v=d1tn160×1000=1.01m/sc) 计算齿宽b及模数mnt：b=d×d1t=40.78mm；mnt=d1tcos2=1.65；h=2.25mnt=3.71；bh=10.99d) 计算纵向重合度：=0.318dz1tan=1.903e) 计算载荷系数K：KA=1，v=1m/s 7级精度 ，查图10-8：Kv=1.05；

17、查表10-4：KH与直齿轮相同，KH=1.42；由图10-3：KF=1.35；由表10-3：KH=KF=1.4；故载荷系数：K=KAKvKHKH=2.09 f）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径 d1=d1t·3KKt=47.78mm g）计算模数：mn=d1cosz1=1.93mmC、根据齿根弯曲强度设计: mn32kT1Yacos2dZ12·YFaYsaF (1)确定计算参数a) 计算载荷系数：K=KAKvKFKF=1×1.05×1.4×1.35=1.98b) 根据=1.903，查得Y=0.88c) 计算当量齿数： ZV1=Z1cos3=2

18、4cos14°3=26.27 ， ZV2=Z2cos3=95cos14°3=103.99d) 查取齿形系数：YFa1=2.592，YFa2=2.177e) 查应力校正系数：YSa1=1.596，YSa2=1.793f) 查阅10-20C，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FZ1=500Mpa，大齿轮：FZ2=380Mpag) 图10-18，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.92h) S取：S=1.4；F1=KFN1·FZ1S=314.29Mpa ， F2=KFN2·FZ2S=249.71Mpai) YFa1·YSa1F1=0.0131

19、6，YFa2·YSa2 F2=0.01563大齿轮的数值大。（2）设计计算： mn32kT1Yacos2dZ12·YFaYsaF=1.47mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模量mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取： mn=2 计算有效齿数：Z1=d1cosmn23 取Z1=23，Z2=i高· Z189，则取Z2=90D、几何尺寸计算：1. 中心距：a=（Z1+Z2）mn2cos=116.46mm圆整为a=117mm2. 圆整后的修正螺旋角：=cos-1（Z1+Z2）mn2a15.025° ,值变化不多，故其他参数不必修正。3. 计算大小齿轮的分度圆

20、：d1=Z1cos=47.63mm，d2=Z2cos=186.37mm4. 计算齿宽：b=ddd1=1×47.63mm圆整后取：B1=55mm，B2=50mm低速级齿轮 输入功率为P2=2.77Kw，小齿轮的转速n=120r/min，齿数比i低=3.01 ，工作寿命5年，每年300天A、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、 选用直齿轮传动2、 用7级精度3、小齿轮选用z3=24，大齿轮z4=i低·z3= 3.01×24=72.24，取z4=73。4、材料：小齿轮材料为40cr（调质），硬度280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度240HBs，两者硬度差40

21、HBS。B、齿面接触强度设计（设计公式：10-9a）（1） d3t2.323KT1d·u±1·(ZEH)21) 试选载荷系数Kt=1.32) T2=219.29N·m=2.19×105N·mm3) 查表10-7得：d=1。4) 查表10-6得：ZE=189.8Mpa12。5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H1=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限H2=550Mpa。6) N3=60n2jLh=60×120×1×2×8×300×5=1.728

22、5;108；N4=N33.01=5.74×1077) 由图10-19，取接触疲劳寿命系数KHN3=1.07，KHN4=1.16。8) 计算接触疲劳许用应力取失效率1%，安全系数s=1。H3=KHN3H3s=1.07×600=642MpaH4=KHN4H4s=1.16×550=638Mpa（2）计算（H以最小值计算）1) d3t2.323KT1d·u±1·(ZEH)2=74.87mm2) 计算圆周速度V，v=d3tn260×1000=0.47m/s3) 计算齿宽b=d×d3t=74.87mm4) 计算齿宽与齿高之比：

23、模数mt=d3t24=3.12，h=2.25mt=7.02，bh=74.877.02=10.675) 根据v=0.47m/s，7级精度，由图10-8：动载荷系数Kv=1.02，直齿轮KH=KF=1，由表10-2，查得使用系数KA=1，由表10-4查得KH=1.425，由bh=10.67，KH=1.425查得图10-13，得：KF=1.35，故载荷系数：K=KAKvKHKH=1.4256) 校正：d3=d33KKt=77.717) 计算模数：m=d3z3=3.23mm（3）按齿根弯曲强度的设计公式：m32KT2dz3（YFaYSaF）A、确定公式内各参数的值1) 查阅10-20C，小齿轮的弯曲疲

24、劳强度极限 FZ3=500Mpa，大齿轮：FZ4=380Mp2) 图10-18，取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.90，KFN4=0.94 3) S取：S=1.4；F3=KFN3·FZ3S=321.43Mpa ， F4=KFN4·FZ4S=255.14Mpa 4) 计算载荷系数：K=KAKvKFKF=1×1.05×1.4×1.35=1.985) 查取齿形系数：YFa3=2.65，YFa4=2.2346) 查应力校正系数：YSa3=1.58，YSa4=1.7767) YFa3·YSa3F3=0.01302，YFa4·YSa4 F

25、4=0.01555大齿轮的数值大。B、 设计计算：m32KT2dz3（YFaYSaF=2.51取m=2.5，所以Z3=d3m=77.712.531Z4=i低·Z3=93.3取：Z4=94。（4）几何尺寸计算：1) 分度圆：d3=Z3·m=31×2.5=77.5 mm ，d4=Z4·m=94×2.5=235mm2) 计算中心距：a=d3+d42=156.25mm3) 计算齿轮宽度：b=dd3=77.5mm取B4=80mm，B3=85mm计算汇总：参数高速级（斜）低速级（直）小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比i3.913.01中心距a117156.25

26、当量模数m22.5齿轮角15.025°分度圆直径47.63186.3777.5235齿顶圆直径51.63190.3782.5240齿根圆直径42.63181.3771.25228.75齿轮宽度55508580材料40Cr45钢40Cr45钢热处理调质齿面硬度280HBS240HBS280HBS240HBS根据齿轮的结构设计（章节10-10），带入上述齿轮参数可得到：1）、高速级小齿轮采用齿轮轴2）、低速级的小齿轮采用实心结构3）、两个大齿轮均采用腹板式。误差分析：i总=i1·i2·i3=28090×9023×9331=36.9其中：i1=3.1

27、1，i2=3.91，i3=3.03i=142040=35.5=i总-ii×100%=3.9%<5%满足要求。修正数据汇表：轴名效率转矩转速传动比输入输出输入输出电机轴320.1814203.11轴12.882.8560.0559.434583.91轴22.772.74226.10223.651173.03轴32.662.63651.36644.01391工作轴2.602.50636.67612.1839七、轴的设计由修正后的数据可知：d=A03Pn，取A0=112高速轴：d1=A03P1n1=112×32.88458=20.6，一个键槽： d1min=d11+7%22

28、所以高速轴最小直径取：d1min=22mm（V带大带轮内径）中速轴：d2=A03P2n2=112×32.77117=32.5mm，两个键槽： d2min=d21+12%=36.4mm所以中速轴最小直径取：d2min=40（轴承内径）低速轴：d3=A03P3n3=112×32.6639=45.76mm 只考虑联轴器处的键槽：d3min=d31+7%=48.96mm 考虑联轴器的内径尺寸取：d3min=50mm（联轴器的内径）（3个轴的参数，见附图13。）中速轴的校核：n2=117，P=2.77，T入=226.10N·m，T出=223.65N·m1、 作用在

29、轴上的力：1） 已知高速级大齿轮分度圆直径d1=186.37 Ft1=2T入d1=2×226.1186.37×103=2426N， Fr1=Ft1tancos=2426×tan20°cos15.025°=914N Fa1=Ft1tan=2426×tan15.025°=651N2） 已知低速级小齿轮分度圆d2=77.5 Ft2=2T出d2=2×223.6577.5×103=5772N Fr2=Ft2tan=2426×tan20°=2101N由于选用圆锥滚子轴承：标准：30208，a=18

30、，d=40，D=802、 计算支承力：（1） 水平面： FNH2=Ft1·AB+Ft2·ACAD=2426×41.75+5772×116.75176=4404N FNH1=Ft1+Ft2-FNH2=2426+5772-4404=3794N（2）垂直面：MAFNv=0 Fr1·AB+Ma-Fr2·AC+Fr2·AD=0FNv1=Fr2-Fr1-FNv2计算得：FNv2=832N，FNv1=355N合成弯矩：Mmax=Mc=49.412+260.942=265.58N·mca=M2+Tc2w，=0.6，w=0.1d3，

31、d=44mm解得：ca=M2+T2w=265.582+（0.6×223.65）20.1×0.0443=34.93Mpa-1=60Mpa，所以：ca<-1故轴的强度满足要求。八、联轴器的选择根据3轴的最小直径和修正后的数据中轴3的转矩输出T=644.01Nm，选择联轴器：凸轮联轴器YL11YL11联轴器的参数如下型号轴孔直径轴孔长度L0DD1螺栓质量Y型数直径YL50mm112mm229mm180mm150mm4M1217.97Kg九、滚动轴承的选择和计算根据轴的设计，以及中速轴的校核计算，滚动轴承选择如下表：轴名轴承型号 外型尺寸（mm）新标准d D T BCa高速轴

32、30206306217.25161414中速轴30208408019.75181618低速轴302126011023.75221922中速轴轴承校核： Fr1=FNH12+FNv12=37942+35523810NFr1=FNH22+FNv22=44042+83224482N查机械设计课程设计（高教版）：轴承30208的参数： Cr=59.8KN，C0r=42.8KN，=14°02'10''e=1.5tan=0.375，FaFr>e时，X=0.4，Y=1.6； FaFre时，X=1，Y=0。派生轴向力：Fd=Fr2Y，带入数值，可得： Fd1=Fr12Y

33、=38102×1.61191N Fd2=Fr22Y=44822×1.61401NFd1+Fa=1191+651=1842N>Fd2=1410N故轴承1为放松端，轴承2为压紧端。所以Fa1=Fd1=1191N，Fa2=Fd1+Fa=1842N。又 Fa1Fr1=119138100.31<e，Fa2Fr2=184244820.41>e，fp=1.1P1=fp·X1·Fr1+Y1Fa1=4191NP2=fp·X2·Fr2+Y2Fa2=5214N轴承预期寿命：Lh=5×300×2×8=24000

34、h因为：P1<P2，故按照轴承2受力大小验算；即：C=P210360nLh106=5214×10360×117×24000106=24.27KN所以：C<Cr=59.8KN。所以轴承满足要求（5年使用寿命，3年大修期）十、键连接的选择及校核计算1高速轴上的键： 高速轴箱内采用的是齿轮轴，故齿轮处不需要键，箱外链接V带轮处需要。由于没有特殊的要求，采用普通平键。平键的规格由V带轮参数B（B=50mm）和轴1决定，由表6-1 查得： 键宽b×键高h：6×6。键的长度选择L=45。2中速轴上的键根据中速轴上的大小齿轮，高速级大齿轮B=50mm，此处的轴长48mm；低速级小齿轮B=85mm，此处轴长83mm。根据机械设计表6-1，高速级大齿轮处键的规格尺寸：b×h：12mm×8mm，L=45mm。低速级小齿轮处键的规格尺寸：b×h：12mm×8mm，L=80mm。3低速轴上的键 根据轴的设计，低速级大齿轮的B=80mm，齿轮内经d=64，可选择键的规格为：b×h：20mm×12mm，L=70mm，可知低速级的最小直径即为联轴器的内径，与联轴器相连接的