《两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计.doc（25页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、一 设计任务书1工作情况：已知条件1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35；2) 使用折旧期；8年；3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4) 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5) 运输带速度容许误差：5%；6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2原始数据题号参数1运输带工作拉力F/KN2100运输带工作速度v/(m/s)1.3卷筒直径D/mm225注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。二 动力机选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的
2、 交流电动机。 1.工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速Nw:Pw=FV=2100（N）1.3（M/s）=2730W=2.73KW Nw=（100060V）/D=110.40r/min, 式中：F-牵引力； V -传送速度; D -滚筒直径; 2.传动的总效率由机械课程设计课程设计手册P5表1-7一对球轴承的效率取1= 0.99一对齿轮传动的效率取2= 0.97联轴器的效率取3= 0.99 一对滚子轴承的效率取4= 0.98 传动装置的总效率 =11122334=0.990.990.990.970.970.990.990.98=0.876 3.电动机所需的输出功率PaPa=Pw/=2.
3、73kw/0.876=3.116kw4) 确定电动机的额定功率Ped由机械课程设计课程设计手册P167表 Ped Pd 取 Ped=4kw 5）电动机转速的选择展开式双级圆柱斜齿轮减速器传动比 i=936则总传动比合理范围为i936，电动机转速的可选范围为nin（936）110.40993.63947.4r/min。初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的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(r/min)电动机质量(kg)同步满载1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043传动装置的传动比总传动比减速器8.708.7
4、013.0413.04综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量以及减速器的传动比，比较三个方案可得 方案1：传动比较小,传动装置结构尺寸较小；方案2：适中，较合适。故此选用型号为Y112M-4所选电动机额定功率Ped=4WW，满载转速nm=1440r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑，所选电动机的主要处型和安装尺寸如下所示方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比堵转转矩最大转矩同步转速满载转速总传动比减速器额定转矩额定转矩2Y112M-44150014404345013.0413.042.22.3三 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分
5、配 1.计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw nw110.403 nm=1440r/min i13.04 2.合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.3-1.5）i2，因为i13.04，估测选取 i1=4.4 i2=2.96速度偏差为0.5%，所以可行3.各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 高速I n1=1440r/min 中间轴II n2=327.27r/min 低速轴III n3= =110.56r/min nw=n3=110.56r/min 4计算各轴的输入功率电动机额定功率 P0=Pd*01=4Kw
6、 (n01=1) 高速I P1=P0*n1 =4*0.99= 3.96 Kw 中间轴II P2=P1*1*2=3.96*0.99*0.97=3.802788 Kw 低速轴III P3=P2*2*3=3.802788*0.97*0.99=3.65181Kw 试中；1.2.3.依次为电动机于I轴.II轴.III轴的传动效率5.计算各轴的输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95503.116/1440=20.67 N所以: =21.5510.99=21.335 Nm=21.3354.40.990.97=90.15 Nm=90.152.960.970.99=256.24Nm=256.24
7、0.990.98=248.61 Nm输出转矩：0.97=20.69Nm0.97=87.45 Nm0.97=248.55Nm0.97=241.15 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.1220.6714401轴3.123.0621.3420.6914402轴2.902.8490.1587.45327.273轴2.702.65256.24248.55110.564轴2.572.52248.61241.15110.56传动件的设计计算（一） 高速级齿轮传动的设计计算（二） 已知输入功率P=3.12KW，小齿轮转速1440r/min，齿数比
8、u=4.4，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），2班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数z2=25*4.4=110，。则u=110/25=4.44） 按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1
9、.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数小齿轮应力循环次数N160nkt601440110300284.147e9大齿轮应力循环次数N2N1/u4.147e9/4.49.425510此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时查课本 10-19图得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95
10、.5103.12/1440=2.0710N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=36.56mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.42=3.20 = =11.43计算纵向重合度=0.318=1.982计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.07,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231036.56=1.416查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K
11、 K K =11.071.21.416=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=36.56=38.16计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 确定齿数z因为是硬齿面，故取z25，zi z4.3925109.75传动比误差 iuz/ z110/254.4i0.2275，允许计算当量齿数zz/cos25/ cos1427.37 zz/cos110/ cos14120.41 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-
12、5得:齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系数Y1.596 Y1.774 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-4.4（）1.884.4（1/251/110）cos141.728arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.347,Y10.78 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1工作寿命两班制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt601440110300284.147e9大齿轮应力循环次数N2N1/u4.147e9/4.4
13、9.425510查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.90 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有的齿数.于是由:z=25.097 取z=25那么z=4.425=110 几何尺寸计算计算中心距 a=139.133将中心距圆整为139按圆整后的中心距修正螺
14、旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.546d=226.803计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.9630=88.8 圆整取z=89 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71应
15、力循环次数N=60njL=60110.561(2830010)=3.1810 N=1.0710由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97 查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98550/1=517540.5查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=95.510=95.5103.65/110.56=21.6210N.m =73.352. 计算圆周速度 0.4243. 计算齿宽b=d=173.35=73.354. 计算齿宽与齿高之比 模
16、数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.392=5.382 =73.35/5.382=13.635. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231073.35=1.4249使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.041.21.4249=1.7787. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=73.35计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩256.24kNm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故
17、取z30，zi z2.963088.8传动比误差 iuz/ z88.8/302.96i0.0325，允许（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数KKK K K K=11.041.21.351.6848（6）当量齿数 zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos89/ cos1295.116由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数Y轴向重合度 2.03Y10.797（8） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4
18、= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.91来计算应有的齿数.z=27.77 取z=30z=2.9630=88.9 取z=89 初算主要尺寸计算中心距 a=121.664将中心距圆整为122 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=61.34d=181.99计算齿轮宽度圆整后取 A 低速轴3的设计1总结以上
19、的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.65 Kw256.24Nm110.56r/min81.42mm202求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=6294.28*tan20=2290.93N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*256.24=384.36Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的
20、条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2），选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 Nm。半联轴器的孔径d1=35mm .固取d1-2=35mm。见下表5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 82mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mm3) 轴上零件得周向定位齿轮，
21、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见2表4-1,L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图5) 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对
22、与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*256.24/81.42*10-3=6294.28 N Fr= Ft tana = Ft tan20=2290.93 N通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 NM 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788NM NM载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758N FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N弯矩M
23、H= 93.61 NMV=40.788 N总弯矩M总=102.11 N扭矩T3=264.117 N6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 （轴上载荷示意图）前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联
24、结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。四. 设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计
25、是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3. 在这次的课程设计过程中,综合
26、运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。五. 参考资料:1.机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社2.机械原理西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社3.现代工程图学教程 湖北科学技术出版社。2002年8月版4.机械零件设计手册 国防工业出版社1986年12月版5.机械设计手册 机械工业出版社2004年9月第三版6.实用轴承手册 辽宁科学技术出版社2001年10月版7.机械课程设计指导书 第二版其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。
