减速器课程设计说明书

南华大学课程设计课程名称机械设计题目名称__两级圆柱齿轮减速器_学生学院机械工程学院专业班级机械081班学号20084410115学生姓名龚宇指导教师王剑彬老师2011年6月7日目录机械设计基础课程设计任务书……………………………….1一、传动方案的拟定及说明………………………………….3二、电动机的选择…………………………………………….3三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….3四、传动件的设计计算………………………………………..5五、轴的设计计算…………………………………………….15六、滚动轴承的选择及计算………………………………….24七、键联接的选择及校核计算……………………………….27八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….28九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........31十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….32十一、设计小结.........................................................................32参考资料目录-1-一、课程设计的内容设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，空载起动，单向运转，单班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器小批生产，使用期限为8年，每年按300天计。二、课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；2．零件工作图2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书1份。卷筒联轴器运输带减速器带传动电动机-2-设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：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筒的转速Wn，即min79.4432075.01000060100060rDvnW一般常选用同步转速为min1500r的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-160。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱齿轮传动二、电动机选择1．电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2．电动机容量1)输送带所需功率ＰＷkWFvPW12.295.0100075.05.268710002)电动机输出功率ＰdWdpP传动装置的总效率4233221式中，...21为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器98.01；滚子轴承99.02；圆柱齿轮传动97.03；V带传动4=0.95则85.098.097.099.095.023min79.44rnWkWPW12.285.0-3-设计计算及说明结果故kWpPWd49.285.012.23．电动机额定功率edP由[1]表20-1选取电动机额定功率kWPed34．电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围160~16i，则电动机转速可选范围为min/4.7166~6.716)160~16(79.44rinnWd可见只有同步转速为1500\3000r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y100L2--4。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y100L2--43KW1420r/min2.22.25、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1）、总传动比i=31.70（符合16i160）2)、分配传动比假设V带传动分配的传动比5.2i1，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比。i=68.12ii1二级减速器中：高速级齿轮传动比21.4~06.4i4.1~3.1i2。取2.42i低速级齿轮传动比02.32.468.12iii23。三、计算传动装置的运动和动力参数1．各轴转速kWPd49.2i=31.702.42i02.3i3-4-设计计算及说明结果减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。各轴转速为：min/77.4402.32.135min/2.1352.4568min/5685.21420imin/14203210rinnrinnrnnrnnmm2．各轴输入功率按电动机所需功率dP计算各轴输入功率，即kWPPkWPPkWPPkWPPdd19.299.098.028.228.297.099.037.237.295.049.249.2323250第三根轴的功率，第二根轴的功率，第一根轴的功率，电动机的输入功率，3．各轴输入转矩T(N•m)mNmNnPTmNmNnPT85.3956837.29550955075.16142049.2955095501000mNTmNT15.46705.161将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴ⅢN转速（r/min）1420568138.544.77P功率（kW）2.492.372.282.19转矩T(N•m)16.7585.3905.16115.467min/77.44min/2.135min/568min/14200rnrnrnrnkWPkWPkWPkWP19.228.237.249.20mNTmNT85.3975.160mNTmNT15.46705.161-5-设计计算及说明结果i传动比2.54.23.02效率0.950.980.97四、传动件的设计计算1．设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.49kw小带轮转速mr/1420n1大带轮转速mr/568n2，传动比5.2i1。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按5选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率apap=kwkwPKA99.249.22.12)、选择V带型根据ap、1n由图8-10《机械设计》p157选择A型带3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径dd，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径mm100d1d（2）、验算带速vsmsmndvd/43.7/100060142010010006011因为5m/s7.43m/s25m/s,带轮符合推荐范围（3）、计算大带轮的基准直径根据式8-15mm250mm1005.2did12dd，初定2dd=250mm（4）、确定V带的中心距a和基准长度dLsmv/43.7mm250d2d-6-设计计算及说明结果a、根据式8-20《机械设计》p1520.7)(2)(21210ddddddadd0.7)250100(2)250100(0a245a700初定中心距0a=350mmb、由式8-22计算带所需的基准长度0l=20a+02212142adddddddd=2×350+π×0.5×（100+250）+（250-100）（250-100）/4×350＝1265.57mm由表8-2先带的基准长度dl=1250mmc.计算实际中心距a＝0a+(dl-0l)/2＝350+（1250-1265.57）/2＝342.21mm中心距满足变化范围:245—700mm（5）.验算小带轮包角1＝180°-（2dd-1dd）/a×57.3°＝180°-（250-100）/342.21×57.3°＝154.88°120°包角满足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率根据1n=1420r/min和1dd=100mm表8-4a用插值法求得0p=1.35kw单根v带的传递功率的增量Δ0p已知A型v带，小带轮转速1n=1420r/min转动比i=21nn=1dd/2dd=2.50a=350mm0l＝1265.57mm1＝154.88°-7-设计计算及说明结果查表8-4b得Δ0p=0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数k=0.935,表8-2得带长修正系数Lk=0.93rp=(0p+Δ0p)×k×Lk=(1.35+0.35)×0.935×0.93=1.25KWZ=Prpc=2.99/1.25=2.40故取3根.（7）、计算单根V带的初拉力和最小值min0F＝500*ZVkpkc)5.2(+qVV=93.56N对于新安装的V带,初拉力为:1.5min0F=140.34N对于运转后的V带,初拉力为:1.3min0F=121.63N（8）．计算带传动的压轴力PFPF=2Z0Fsin(1/2)=550.13N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式.C．结构图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB1=236HBS大齿轮45钢调质处理HB2=190HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮1z=23，则2z=2i1z，2z=234.2=96.6，取2z=97并初V带取3根min0F=93.56NPF=550.13N-8-设计计算及说明结果步选定β＝12°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.46c.由图10-26查得79.01,88.02,则67.121d.计算小齿轮的转矩:mm398501NT。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa21f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力1lim=580MPa大齿轮的为2lim=390MPah.由式10-13计算应力循环次数91110635.1)30088(114206060hjLnN8921025.32.410635.1Ni.由图10-19取接触疲劳寿命系数1HNK=0.972HNK=11H=1HNK1lim/S=562.6Mpa2H=2HNK2lim/S=390MpaH=(1H+2H)/2=476.3Mpa所以mmdt95.443.4762.467.10.146.28.1892.5398506.1232123）、计算67.19110635.1N821025.3N1H=562.6Mpa2H=390Mpa-9-设计计算及说明结果（1）计算圆周速度:V=td1лn1/60000=1.34m/s（2)计算齿宽B及模数ntmB=φdtd1=1X44.95mm=44.95mmntm=td1cosβ/1z=1.91mmH=2.25ntm=4.30mmB/H=44.95/4.30=10.46（3）、计算纵向重合度=0.318φd1ztanβ=1.555（4）、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:4.1,42.1,45.1,11.1,1FHFHVAKKKKKK故载荷系数25.24.145.111.11HHVAKK