机械设计课程设计(展开式二级圆柱齿轮减速器)说明书

1目录一．设计任务书……………………………………………………………3二．传动方案的拟定及说明………………………………………………4三．电动机的选择…………………………………………………………5四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………………5五、各种转速、输入功率、输入转矩……………………………………6六．传动件的设计计算……………………………………………………8七．轴的结构设计和强度校核……………………………………………17八．滚动轴承的选择及计算………………………………………………27九．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………………29十．连轴器的选择…………………………………………………………29十一．箱体的结构设计……………………………………………………31十二、减速器附件的选择…………………………………………………32十三、润滑与密封…………………………………………………………332十四、设计小结…………………………………………………………35十五、参考文献…………………………………………………………363计算项目及内容计算结果一、设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图：1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器2.工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动。3.原始数据：输送带的牵引力F（kN）：2.1输送带滚筒的直径D（mm）：450输送带速度V（m/s）：1.4带速允许偏差（％）：±5使用年限（年）：10（每年300个工作日）4工作制度（班/日）：24.设计内容：1)电动机的选择与运动参数计算；2)直齿轮传动设计计算；3)轴的设计；4)滚动轴承的选择；5)键和联轴器的选择与校核；6)装配图、零件图的绘制；7)设计计算说明书的编写。5.设计任务：1)减速器总装配图一张，要求有主、俯、侧三视图，比例1：1，图上有技术要求、技术参数、图号明细等；2)低速大齿轮、低速轴及高速轴零件图各一张；3)设计说明书一份，包括传动计算、心得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料；4)课程设计答辩：根据设计计算、绘图等方面的内容认真准备，叙述设计中的要点，回答提问。2)设计进度：1)第一阶段：总体计算和传动件参数计算2)第二阶段：轴与轴系零件的设计3)第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4)第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。5三、电动机的选择：1．电动机类型和结构的选择：因为本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微振动。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2．电动机容量的选择：1）工作机所需功率Pw查表3-1，查得带式输送机传动效率ηw=0.96PFV/1000ww＝3.1kW（试中Fw=2100NV=1.4m/s）2）电动机的输出功率dPdP＝Pw/η由于η为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的总效率，由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表3-1查得：V带传动效率为0.96；滚动轴承效率为0.99；圆柱齿轮传动效率为0.97；弹性联轴器0.9；320.86轴承齿轮链联轴器，故：dP＝3.6kW3．电动机转速的选择：根据12dnwniiin，初选为同步转速为1500r/min的电动机4．电动机型号的确定：根据电动机的额定功率Pm≥Pd,由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW，满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。四、计算传动装置的运动和动力参数：1.计算总传动比i：由电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置kwpw1.3η=0.86dP＝3.6kWkwpm4min/1440mrn6应有的总传动比i：由于1.4601000/59.41wnDr/min，故计算得到总传动比：24.24i2.合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式3.分配传动比：根据传动比范围，取带传动的传动比为2减速器的传动比为：12.12224.24带总iii令：i1为高速级，i2为低速级11.3ii因为，i=12.12,所以i1=3.97,i2=3.05此时速度偏差为0.5%5%，所以可行。五、各轴转速、输入功率、输入转矩：将传动装置各轴由高速到低速依次定为电动机轴、高速轴I、中间轴II、低速轴III.其传动效率依次分别为01、12、23、34。1.各轴的转速高速轴的转速min/1440带01rinn中间轴的转速min/7.362112rinn低速轴的转速min/8.118223rinn滚筒轴的转速min/41.593rnnwmin/41.59rnw24.24总ii=12.12i1=3.97i2=3.05min/14401rnmin/7.3622rnmin/8.1183rnmin/41.594rn72.各轴的功率电动机的输入功率kwpm4高速轴的输入功率kwppm96.3011中间轴的输入功率kwpp80.31212低速轴的输入功率kwpp65.32323滚筒轴的输入功率kwpp50.334343.各轴的转矩电动机的输入转矩mNnpTm5.26955000高速轴的输入转矩mNnpT3.269550111中间轴的输入转矩mNnpT1.1009550222低速轴的输入转矩mNnpT4.2939550333滚筒轴的输入转矩mNnpT7.5629550444项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴IV转速（r/min）14401440362.7118.859.4功率（kW）43.963.803.653.50转矩（N·m）26.526.3100.1293.4562.7传动比113.973.052效率10.990.960.960.94kwpm4kwpkwpkwpkwp5.365.380.396.34321mNTmNTmNTmNTmNT7.5624.2931.1003.265.2642108六、传动件设计计算：直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。I---II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比3.97）：1．选精度等级、材料及齿数：1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=80的；2．按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—9）试算，即d≥321·2.32HEdtZuuTKσφ4）确定公式内的各计算数值：（1）试选tK1.3；（2）由图10－30选取区域系数2.5ZH；（3）由表10－7选取尺宽系数1d；（4）由表10－6查得材料的弹性影响系数EZ=189.8MPa21；（5）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMpa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMpa；（6）由式10－13计算应力循环次数：1N160hnjL60×384×1×(2×8×10×300)=91015.4小齿轮材料40Cr,调质处理。大齿轮45钢，正火处理，8级精度z1=20z2=80tK1.32.5ZH1dEZ=189.8MPa2199921004.197.31015.4N由图10－19查得接触疲劳寿命系数K1HN=0.88；K2HN=0.92；（7）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1％，安全系数1S，由式（10－12）得H1H2HH1H2[]0.88600528[]0.92550506[]min[],[]506MPaMPaMPa5）计算过程：（1）试算小齿轮分度圆直径1td：1td≥3211·2.32HEdtZuuTKσφ=253)5.5228.189(97.397.4110313.14.132.2=42.21mm（2）计算圆周速度：10006011　ndt100060144021.42=3.18m/s（3）计算齿宽、模数及齿高等参数：齿宽b=tdd1=142.21=42.21模数m=11zdt==2.11齿高h=2.25mt=2.252.11=4.75mm齿宽与齿比为hb=75.421.42=8.89（4）计算载荷系数K：已知载荷平稳，所以取AK=1；根据v=2.93m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数1.1VK；K1HN=0.88K2HN=0.921SMpaH506][1td=42.21mmsmv/18.310对于直齿轮KH=FK=1；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.450HK由hb=8.89,查图10-13得1.48FK，故：K=KAKVKHKH=11.1811.450=1.711（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得1d=td1tKK3=42.213.1711.13=46.26mm（6）计算模数mm11zd=2026.46=2.31mm3．按齿根弯曲强度设计：由式(10—17)m≥3211·2FSaFadYYzKTσφ确定计算参数：1)由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=510MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE=420MPa1)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.88FNK20.93FNK2)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数1.4S，由式10-12得：1F=11/FNFEKS=320.57MPa2F=22/FNFEKS=297MPaK=1.7111d=46.26113)查取齿型系数和应力校正系数由表10—5查得Y1Fa=2.80；2FaY=2.22由表10－5查得1SaY=1.55；2SaY=1.774)计算大、小齿轮的FSaFaYYσ并加以比较111FSaFaYYσ=0.1354222FSaFaYYσ=0.01408分析：大齿轮的数值大。5)计算载荷系数K=KAKVKHKH=11.1811.450=1.7116)设计计算m≥32354901.0·11911026.3628.12=1.47最终结果：m=1.474．标准模数选择：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.47mm优先采用第一系列并就近圆整为标准值2mmm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的1d=46.261)小齿轮齿数1z=md1=23.13，取z1=242）大齿轮齿数2z=24×3.97=95.28，取2z=96z1=2412这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并且结构紧凑，避免了浪费。5.几何尺寸计算：1)计算中心距：a221mzz=120mm2)计算大、小齿轮的分度圆直径：mmmzd4822411mmmzd19229622计算齿轮宽度：根据1dbd则，mmb48