二级圆柱齿轮减速器(装配图)

1/29二级圆柱齿轮减速器(装配图){机械设计基础课程设计}设计说明书课程设计题目带式输送机传动装臵设计者李林班级机制13-1班学号155616053069指导老师周玉时间20133年11-12月目录一、课程设计前提条件························3二、课程设计任务要求························3三、传动方案的拟定·······················3四、方案分析选择··························3五、确立设计课题·························4六、电动机的选择··························5七、传动装置的运动和动力参数计算················6八、高速级齿轮传动计算····················8九、低速级齿轮传动计算····················13十、齿轮传动参数表·······················18十一、轴的结构设计·························19十二、轴的校核计算·························20十三、滚动轴承的选择2/29与计算··················24十四、键联接选择及校核·····················25十五、联轴器的选择与校核····················26十六、减速器附件的选择·····················27十七、润滑与密封···························30十八、设计小结·····························31十九、参考资料·····························31b5E2RGbCAP一．课程设计前提条件：1.输送带牵引力F(KN)：2.8输送带速度V(m/S)：1.4输送带滚筒直径(mm)：3502.滚筒效率：η=0.94（包括滚筒与轴承的效率损失）p1EanqFDPw3.工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷平稳；4.工作环境：运送谷物，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内常温，灰尘较大。5.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。DXDiTa9E3d二．课程设计任务要求1.用CAD设计一张减速器装配图（A0或A1）并打印出来。2.轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。3.一份课程设计说明书（电子版）。RTCrpUDGiT三．传动方案的拟定四．方案分析选择3/29由于方案（4）中锥齿轮加工困难，方案（3）中蜗杆传动效率较低，都不予考虑；方案（1）、方案（2）都为二级圆柱齿轮减速器，结构简单，应用广泛，初选这两种方案。5PCzVD7HxA方案（1）为二级同轴式圆柱齿轮减速器，此方案结构紧凑，节省材料，但由于此方案中输入轴和输出轴悬臂，容易使悬臂轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳，jLBHrnAILg若使用斜齿轮则指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向力同向，加大了轴的弯曲应变，如果径向力大的话也将影响齿轮传动的平稳性；方案（2）为二级展开式圆柱齿轮减速器，此方案较方案（1）结构松散，但较前方案无悬臂轴，则啮合更平稳，若使用斜齿轮会由于输入轴和输出轴分布在中间轴两边使得一级输入齿轮和二级输出齿轮对中间轴的径向力反向，从而能抵消大部分径向力，使传动更可靠。所以，综合考虑各种条件，从受载方式优劣上考虑，这里选择方案（2）。xHAQX74J0X五．确立设计课题设计课题：设计带式运输机传动装臵（简图如下）1—电动机2—联轴器3—二级圆柱齿轮减速器4—联轴器5—卷筒6—运输带原始数据：六．电动机的选择1.已知数据：运送带工作拉力F/N2800。运输带工作速度v/(m/s)1.4,卷筒直径D/mm350。2.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，外传动机构为联轴器传动，减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。这个方案的优缺点有：LDAYtRyKfE4/29优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两个大齿轮浸油深度可以大致相同。Zzz6ZB2Ltk缺点：但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布臵的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。dvzfvkwMI13.确定卷筒轴所需功率Pw按下试计算（参考课本第8页表2.4）Pw=⨯=2800NV=1.4m/s工作装臵的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取ηw=0.94代入上试得4.17kw电动机的输出功率功率Po按下式Po=5/29ηwkw此式中η为电动机轴至卷筒轴的传动装臵总效率，且η=参考表2.4滚动轴承效率ηηηrcgηr=0.99：联轴器传动效率ηc=0.99：齿轮传动效率ηg=0.98（7级精度一般齿轮传动）则η=0.91所以电动机所需工作功率为4.58kw6/29因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表20.1和表20.2中数据可选择Y系列电动机，选电动机的额定功率P为5.0kw。4.确定电动机转速rqyn14ZNXI按表20.5推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比'i∑=9~25而工作机卷筒轴的转速为76.433r/min所以电动机转速的可选范围为76.433r/min=687.87~1910.75r/min符合这一范围的同步转速有750rmin和1000rmin两种。综合考虑电动机和传动装臵的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装臵结构紧凑，决定选用同EmxvxOtOcon步转速为1000rmin的Y系列电动机Y132S,其满载转速为w七.计算传动装置的总传动比i∑并分配传动比1.总传动比i∑为=960r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在表中查。1910.75/76.43=252.分配传动比i∑=iIiII考虑润滑条件等因素，初定6.034.143.计算传动装臵的运动和动力参数1.各轴的转速7/291910.75r/minI轴316.87r/minII轴76.53r/minIII轴76.53r/min卷筒轴4.各轴的输入功率=P⨯ηPI轴Ioc=2.32⨯0.99=2.30kwrgPII轴III轴∏=PI⨯η⨯η=2.30⨯0.99⨯0.98=2.23kwrg8/29PIII=P∏⨯η⨯η=2.23⨯0.99⨯0.98=2.16kwrc卷筒轴Pw=PIII⨯η⨯η=2.16⨯0.99⨯0.99=2.12kw5.各轴的输入转矩I轴TI=9550⨯I=nI2.30⨯9550=23.94N⋅m960II轴∏=9550⨯=T∏n∏2.23⨯9550=103.60N⋅m205.579/292.16⨯9550=360.25N⋅m57.26III轴TIII=9550⨯III=III工作轴w==9550⨯Twnmw2.12⨯9550=353.58N⋅m57.26电动机轴To=9550⨯o=n2.32⨯9550=22.98N⋅m960将上述计算结果汇总与下表，以备查用。八.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮10/29为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数z1=21，则大齿轮齿数z2=iIz1=21⨯4.67=98.07取z2=99SixE2yXPq51).按齿轮面接触强度设计1.设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即6ewMyirQFLKT1u±1ZE2d1t≥2.⋅()Φdu[σH]1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数Kt=1.3。2.计算小齿轮传递的转矩9.55⨯106PIT1==2.381⨯104N⋅mmnI3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数Φd=1。.MPa。4.由《机械设计》表查得材料的弹性影响系数ZE=1895.由《机械设计》按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。6.计算应力循环次数N1=60nIjLh=60⨯960⨯1⨯365⨯2⨯8⨯10=3.364⨯109N111/29N2==7.203⨯108iII7.由《机械设计》图取接触疲劳寿命系数8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1KHN1=0.90；KHN2=0.95。[σH]1=KHN1σHlim1S=0.90⨯600MPa=540MPa[σH]2=KHN2σHlim2=0.95⨯550MPa=522.5MPaS2.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。d1t≥2.32KT1u+1ZE2⋅()=39.563mmΦdu[σH]2.计算圆周速度v。v=πd1tn112/2960⨯1000=π⨯39.563⨯96060⨯1000=1.988ms计算齿宽bb=φdd1t=1⨯39.563mm=39.563mm计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高1t==mtz139.563mm=1.884mm21h=2.25mt=2.25⨯1.884mm=4.24mmb39.563==9.331h4.243.计算载荷系数K查表得使用系数KA=1.0;根据v=1.988s、由图得动载系数KV=1.10直齿轮KHα=KFα=1；由表查的使用系数KA=113/29查表用插值法得7级精度查《机械设计基础》，小齿轮相对支承非对称布臵KHβ=1.417由b/h=9.331KHβ=1.417由图得KFβ=1.34故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1⨯1.10⨯1⨯1.417=1.5594.校正分度圆直径d1kavU42VRUs由《机械设计基础》1.计算模数md1=d1tk/Kt=39.563⨯.559/1.3mm=43.325mm5.计算齿轮传动的几何尺寸m1=d1/z1=43.325/21=2.063mm2.按齿根弯曲强度设计，公式为m1≥1.确定公式内的各参数值1.由《机械设计》图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=580MPa；大齿轮的弯曲强度极限σFlim2=380MPa；y6v3ALoS8914/292.由《机械设计》图取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.923.计算弯曲疲劳许用应力；M2ub6vSTnP取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数YST=2.0,得[σF]1=KFN1YSTσFE1=500⨯0.88/1.4=314.29MPaSKFN2YSTσFE2=380⨯0.92/1.4=247.71MPaS[σF]2=4.计算载荷系数KK=KAKVKFαKFβ=1⨯1.10⨯1⨯1.34=1.4745.查取齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2由《机械设计》表查得0YujCfmUCwYFa1=2.76；YFa2=2.18；YSa1=1.56；YSa2=1.79eUts8ZQVRdYFaYSa[σF]并加以比较；6.计算大、小齿轮的YFa1YSa1=0.013699[σF]1YFa2YSa2=0.01575315/29[σF]2大齿轮大7.设计计算m1≥=1.358mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数