机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆柱齿轮减速器学院：工程学院班级： 11 车辆 1 班姓名：邱鑫 201131150319王建楠 201131150320组别：第 8 组指导老师：王慰祖目录一、课程设计书 2二、设计要求 2三、设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 22. 电动机的选择 33. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 34. 计算传动装置的运动和动力参数 45. 设计V带和带轮 56. 齿轮的设计 97. 传动轴的设计和轴承的选用 248. 键联接设计 369. 箱体结构的设计 3710. 润滑密封设计 3911. 联轴器设计 39四、 设计小结 40五、 参考资料 40

2、、课程设计书设计一个螺旋输送机传动装置，用普通 V带传动和圆柱齿轮传动组成减速 器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本稳定，二班制, 使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生产。题号输送机主轴功率Pw/KW输送机主轴转速n（ r/min）74.2115、设计要求一张A0装配图零件图3-4张不少于30页设计计算说明书三、设计步骤计算结果计算及说明1传动装置总体设计方案:（1）传动方案：传动方案如图1-1所示，外传动为V带传动，减速器为二 级展开式圆柱齿轮减速器。（2）方案优缺点：展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载 荷分布不均，故要求周有较大的

3、刚度。该工作机属于小功率，载荷变化不大，可以采用 V带这种 简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅减低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中 应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大 的刚度。（3）传动效率V带的效率10.96 ;滚子轴承的效率2 0.98 ；齿轮传动的效率（67级精度齿轮传动）2 0.98 ；联轴器效率40.99 ；传动装置的总效率32a 12340.960.9830.9820.990.859 ;2. 电动机的选择电动机所需工作功率为:PdkPwa1.24.25.87kW0.859输送机主轴转速nw 115r /min1 0.962 0

4、.983 0.984 0.990.859Pd 5.87kW nw 115r / min经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比：io 2 4，两级圆柱齿轮减速器传动比:i 860，则总传动比合理范围为：ia 16 240，电动机转速的可选范围为：nd ia nw (16 240) 115 1840 27600r / min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定丫132S2-2型电机，参数如下表:电动机型号额定功率kW同步转速r/mi n满载转速r/mi n重量kgY132S2-27.530002900723. 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传

5、动比25.22由选定的电动机满载转速nm和输送机主动轴转速nw，可 得传动装置总传动比为ia nm/ nw 2900/115 25.22(2)分配传动装置传动比ia io i，式中i0, i分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 2.81,i。2.81则减速器传动比为i ia/i025.22 2.81 8.98i 8.98对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取i,<1.3 i<1.3 8.98 3.41则 i2 i /i18.98 3.412.63i13.414.计算传动装置的运动和动力参数i22.63(1)各轴转速n1 n m/i02900/2.81

6、1032.03r/minn11032r /minn2 n1/i11032.03/3.41302.65r/mi nn2 302.65r / minn3%/i2302.65/2.63 115.08r/min(2)各轴输入功率：n3 115.08r/min轴I的输入功率：R 5.64kWR Pd1 5.87 0.96 5.64kW轴U的输入功率：P25.42kWP2 R 235.64 0.98 0.98 5.42kW轴川的输入功率：R35.21kWP3 F223 5.42 0.98 0.98 5.21kW(3)各州输出功率：轴I的输出功率：F' R 25.64 0.98 5.53kWR

7、9;5.53kW轴U的输出功率：R P22 5.42 0.98 5.31kWR2 5.31kW轴川的输出功率：F35.11kWr' P32 5.21 0.98 5.11kW(4)各轴输入转矩：电动机轴的输出转矩：RTd 19.33N mTd 9550 9550 5.87/2900 19.33N mnm轴I的输入转矩：TI 52.14N mTI Td i0119.33 2.81 0.9652.14N m轴U的输入转矩：T2Tiii2352.14 3.41 0.98 0.98170.76N m轴川的输入转矩：T3T2i223170.76 2.63 0.98 0.98 431.31N m(5

8、) 各轴的输出转矩：轴I的输入转矩：T； T12 52.14 0.98 51.10N m轴U的输入转矩：T2 T22 170.76 0.98 167.34N m轴川的输入转矩：T3 T32 431.31 0.98 422.68N m(6) 运动和动力参数结果如下表：轴名功率P (kW转矩T (N*m)转速r/mi n输入输出输入输出电机轴5.8719.332990轴I5.645.5352.1451.101032.03轴u5.425.31170.76167.34302.65轴川5.215.11431.31422.68115.08表4-15. 设计V带和带轮（1）确定计算功率PCa由机械设计表8-

9、8查得工作情况系数KA 1.2则：Pca KAP 1.2 7.5kW9.0kW（2）选取V带带型根据Pca 9.0kW，转速n满=2900r/min，查机械设计图8-11选取普通V带类型：A型（3）确定带轮直径dd，并验算带速v1）初选小带轮基准直径，由表 8-7和表8-9，取dd1 112mm2）验算带速:dd1 nmV 60 1000112 290060 100017.01m/s，T2170.76N mT3431.31N mT|51.10N mT2167.34N mT3422.68N mPca 9.0kWdd1 112mmv 17.01m/s在（525m/s）内，设计合理。3）计算大带轮的

10、基准直径dd2 hddi 2.81 112314.72mm由表8-9，圆整为315mm。（4）确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld1） 由公式（8-20）: 0.7（d1 d2） a。 2© d?），初定中心距a0520mm2）由式（8-22）计算带所需的基准长度dd 2Ld0 2a。dd1 dd2d2 d11730.54mm，由表 8-2，24a°选带的Ld 1750mm3）按式（8-23）计算实际中心距，Ld Ld01750 1730.54“a a° 520 529.73mm，2 2中心距变动范围a min a 0.015Ld 529.73 0.015 17

11、50503.48amax a 0.03Ld 529.73 0.03 1750 582.23即 503.48582.23mm（5）验算小带轮的包角1因为打滑只在小带轮上发生，所以只校核小带轮的包角，1180dd2dd1a57.3180315 112 158.04120529.73符合要求（6）计算带的根数1）计算单根V带的额定功率：由 dd1 112mm， n满 2900r/ min 查表 8-4，得：P°2.51kW ,根据n满2900r/min，h 2.81且带型为Z型，查表 8-5，得：P0 0.34kW ,查表 8-6,得：K 0.95dd2 315mma0520mmLd 17

12、50mma 529.73mm1158.04查表8-2，得：Kl 1.00，于是:R(PoPo)?K ?Kl (2.51 0.34) 0.95 I.OOkW 2.71kW2)计算V带的根数：Pz ca 9.0 2.713.32，取 4 根。P(7) 计算单个V带的初拉力的Fo由表8-3得A型带的单位长度质量q 0.105kg /m，所以F0500 2.5 .K 弘 qv2K zv5002.5 0.9590 0.105 17.0120.95 4 17.01138.29NF0138.29N(8)计算压轴力Fp最小值FP2zF0s in2158.042 4 138.29 sin1086.07N2(9)

13、确定带轮的结构尺寸1)小带轮基准直径dd1 112mm 2.5d2.5 38 95mm 且Fp 1086.07 Ndd1 112mm 300mm，故采用腹板式。小带轮转速为电动机转速，转速较高，故选取带轮材料为铸钢ZG200-400小带轮直径dd1 112mm，电机轴直径d 38mm，则小带轮孔径 d 38mm，d1(1.82.0)d68.4 76mm，取 d1 70mm，查表8-11得B2f 3e 2 9 3 15 63mm，则117 15.75mm，取 C 10mm，C ( )B74L (1.52)d57 76mm (当 B 1.5d 时，LB，在此不成立)取L 60mm杳表 8-11 得

14、bd 11.0mmhamin 2.75mm hf 8.7mme 15mm fmin 9mm 342)大带轮基准直径dd2 315mm 300mm,采用轮辐式。高速轴最小直径d 36mm ,取大带轮孔径d 36mm ,d1(1.82.0)d64.8mm 72mm 取 d1 70mmB 2f 3e 2 9 3 15 63mmL (1.52)d 54mm 72mm (当 B 1.5d 时，L B，在此不 成立)取L 60 mm 。h12903 P 290 335.39mm,nza. 1032 4h20.8h10.835.3928.31mmb10.4h-i0.435.3914.16mmb20.8b10

15、.814.1611.33mmf10.2 h10.2 35.397.08mmbd 11.0mm， hamin2.75mm， hf min 8.7mm， e 15mm，9mm，38图5-1腹板式带轮£J图5-2轮辐式带轮一 E图5-3轮槽20z122Z2756. 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20 0（2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表10-6 , 选用7级精度。（3）选择材料。由机械设计表 10-1,选择小齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为4

16、5钢（调质）， 齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数乙22，大齿轮齿数z2 i13.41 22 75.02，取 z2 75。【2】按齿面接触疲劳强度设计(1)由下式计算小齿轮分度圆直径，即325 u 1 /ZhZeZ 2dit()dU h1)确定公式中的各值数值 试选KHt 1.3 o 小齿轮传递的转矩：入 5.11 104 N mm 由机械设计表10-7选取齿宽系数d 1 由机械设计表10-20查得区域系数Zh 2.5 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数1/2Ze 189.8MPa 计算接粗疲劳强度用重合度系数za1 arccosz-i cos /(z1 2ha)arccos22

17、cos20 /(22 2 1) 30.527a2 arccosz2 cos /亿 2ha)arccos75 cos20 /(75 2 1) 23.7541 1z1(tan 1 tan ) z2 (tan 2 tan ) /222 (tan30.527 tan20) 75 (tan23.754 tan20 )/21.699-)4(4 1.699Z Jy0.87633 计算接触疲劳需用应力H o由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H|im1 600 MPaHiim2 550MPaKHt 1.34T15.11 10N mmd1Zh 2.5Ze 189.8MPa1/:Z 0.

18、876N13.836 109计算应力循环次数：9N,60nJLh 60 1332 1 (2 8 300 10)3.836 10N2 N1/i1 3.836 1 09/(75/22) 1.125 1 09由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数khn 1 0.90khn2 0.95取失效概率为1%安全系数S=1,可得Khn Hiim10.90600H hMPa 540MPaS1KHN2 Hlim 20.95 550H 2 MPa 523MPaS1取H l和H】2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应 力，即h h2 523MPa2)计算小齿轮分度圆直径3 |d卩心“ u 1(ZhZeZ )21du( h)3N21.125