用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器系 别：精密机械与精密仪器系人员：指导教师： 完成日期： 目 录一、 设计任务-1二、 电机的选择-2三、 传动比分配及相关参数-3四、 齿轮的设计-3五、 四个齿轮的参数-9六、 轴的设计和校核-10七、 轴承的校核-21八、 键的选择与校核-22九、 联轴器的选择-25十、 箱体结构和辅助零件的设计-26十一、 润滑与密封设计-27十二、参考资料-27一、设计任务设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器1、设计要求系统简图：(1电动机 2联轴器 3二级圆柱齿轮减速器 4卷筒 5运送带）该系统为由原动机（电

2、动机）、传动装置（展开式二级圆柱减速器、联轴器等）和工作机（卷筒）三部分组成，系统由电动机提供动力，通过联轴器输送到减速器部分，经减速器减速后再由联轴器输送到卷筒输出。（记高速轴为轴I，中间轴为轴II，低速轴为轴III，高速级小齿轮为齿轮1，高速级大齿轮为齿轮2，低速级小齿轮为齿轮3低速级大齿轮为齿轮4）工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。原始数据：运送带拉力：F=1900 N，运送带速度：V=1.45 m/s，卷筒直径：D=260 mm。2、设计任务1) 减速器设计：画装配图一张。2) 画出主要零件工作图：高速

3、级轴与低速级齿轮。3) 设计说明书份。包括系统原理及结构介绍，设计技术要求，总体结构设计，传动结构及参数设计，精度、刚度、重量等的计算。-本次设计主要参考书目如下：1、机械设计课程设计，张培金编著，上海交通大学出版社第1版，以下简称为课程设计2、精密机械设计，庞振基 黄其圣主编，机械工业出版社，以下简称为“教材”3、机械设计指导书 李为民-1二、电机的选择1、电机类型的选择 由课程设计可知，由于Y系列电动机是按照国际电工委员会标准设计的，具有国际互换性，可广泛应用于世界上大多数国家，因此本次选用Y系列电动机。2、电机型号的确定 由课程设计式（2.1）可得，稳定输出下，工作机轴上输入功率 （kw

4、）=1900*1.45/1000（kw）=2.755（kw）查课程设计表2.1 “机械传动和摩擦副的效率概略值”可得： 8级精度闭式传动齿轮（稀油润滑）=0.97滚动轴承（一对）联轴器 取 绞车的卷筒 取滚筒=0.96由课程设计式（2.4）可得电动机所需功率为： 卷筒工作转速为：=106.51r/min两级传动比为： i=840 则电机转速范围是： n=852.094260.45r/min可选电机型号如下表：电机型号额定功率(KW)满载转速(r/min)Y112M-242890Y112M-441440Y132-64960Y160-84720综合考虑功率、转速、成本等问题，我们选择Y112M-4

5、电机，满载转速为：1440r/min D=28mm-2三、传动比分配及相关参数1、传动轴分配总传动比为： =1440/106.51=13.52对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为使两个大齿轮具有相近浸油深度，有： =（1.31.6） 1各轴转速、功率和转矩计算公式见课程设计P10 -3 我们选择1.4倍关系 计算可得 =4.35 =3.112、各轴的转速高速轴：=1440 r/min中间轴：=/=331.10 r/min低速轴：= /=106.44 r/min3、各轴的功率高速轴：=*=4*0.99=3.96 kw中间轴：=*=3.96*0.97*0.99=3.803 kw低速轴：=*=3.803

6、*0.97*0.99=3.602 kw输出功率P输出= P32=3.253 kw4、各轴的转矩高速轴：=/=26.262 N*m 中间轴：=/=109.714 N*m低速轴：=/=328.849 N*mT输出=/=305.215 N*m四、齿轮的设计（一）高速级齿轮1，齿轮2的设计为使传动平稳，噪声小，我们选择斜齿圆柱齿轮。以45钢为齿轮材料，并采用调制处理，为避免或减轻齿轮面胶合的危害，要求大小齿轮有一定的硬度差，故齿轮1,2均调制处理是表面硬度一个为240HBS一个为280HBS(校核时以240HBS为准)由教材P171表8-7知，碳钢调制处理时齿面接触应力极限为： =2240+69=54

7、9N/mm2由教材P170表8-9知，齿宽系数 =0.6-1.2 (非非对称布置) 取=1.0则由教材P168图8-38知，载荷集中系数 =1.08由教材P171式8-41知， =60nt=60144083658=2.02109由教材P171图8-41知，HBS=240时，循环基数 =1.6107 故在载荷稳定时 = 见教材P171式（8-40) 因为 ,故=1则F=43211/2=216N/mm2而F= (教材P173式8-44)Z1=26,则ZV1= Z1/cos3=19/cos38.11=27.15 由教材P173图8-44知，YF1=3.9(*=0)Z1=112,则ZV2= Z2/co

8、s3=80/cos38.11=8116.94 由教材P173图8-44知，YF2=3.75(*=0) 则校核时以YF1为准=1-=0.931 （教材P173）=1/（） （教材P173）则=0.91.0 取=0.95由教材P167式8-32得=cos1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=cos9.701.88-3.2(1/26+1/112)=1.704 故=0.636V1=2.98m/s 由教材P168图8-39知KV=1.17 载荷集中系数 =1.08故F=3.90.6180.931=63.42N/mm2因FF=216Mpa，故齿轮的弯曲强度能够满足要求。-52、齿面接触疲劳强度计算H=Z

9、HZE节点啮合系数 ZH=1.76cos=1.735 弹性系数ZE=271 故H=1.735*271*0.786*=425.02 N/mm2因H 499.09N/mm2，故齿面接触疲劳强度也满足要求。（三）低速级齿轮1和齿轮2的设计为传动平稳，噪声小，选择斜齿圆柱齿轮。以45钢为齿轮材料，并采用调制处理，为避免或减轻齿轮面胶合的危害，要求大小齿轮有一定的硬度差，故齿轮1,2均调制处理是表面硬度一个为240HBS一个为280HBS(校核时以240HBS为准)由教材P171表8-7知，碳钢调制处理时齿面接触应力极限 =2240+69=549N/mm2由教材P170表8-9知，齿宽系数 =0.6-1

10、.2 (非非对称布置) 取=1.0则由教材P168图8-38知，载荷集中系数 =1.08由教材P171式8-41知， =60nt=60144083658=2.02109由教材P171图8-41知，HBS=240时，循环基数 =1.6107故在载荷稳定时 = 见教材P171式（8-40)因为 ,故=1-7则F=43211/2=216N/mm2而F= (教材P173式8-44)Z1=35,则ZV1= Z1/cos3=35/cos39.56=36.50 由教材P173图8-44知，YF1=3.8(*=0)Z1=107,则ZV2= Z2/cos3=107/cos39.56=111.58 由教材P173

11、图8-44知，YF2=3.75(*=0) 则校核时以YF1为准=1-=0.931 （教材P173）=1/（） （教材P173）则=0.91.0 取=0.95由教材P167式8-32得=cos1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=cos9.561.88-3.2(1/26+1/112)=1.732 故=0.608V1=1.48m/s 由教材P168图8-39知KV=1.1 载荷集中系数 =1.08故F=3.80.6080.931=30.56N/mm2因FF=216Mpa，故齿轮的弯曲强度能够满足要求。2、齿面接触疲劳强度计算H=ZHZE节点啮合系数 ZH=1.76cos=1.735 弹性系数ZE

12、=271 故H=1.735*271*0.780*=272.03 N/mm2因H MVC-13则危险截面在D处 dmin=28.74mm MVC左所以危险截面在C右侧 dmin=20.8mm前面粗算以及最后取得的轴的最小处直径为21mm，大于dmin=20.8mm 故强度足够（三）、低速轴的设计和校核1、低速轴材料的选择：低速轴材料选择与齿轮的材料相同，也为45号钢。2、粗算低速轴最小处直径：查教材P258 表10-2可得，C=118107，因为有轴向载荷，所以取大值，取118，则轴的最小处直径为：d1 =C 由P3=3.625KN n3=106.44r/min C=118 可得-17d1 =

13、118*=38.34mm 由于d1上有一键槽，轴径尺寸加大4%，故d1=（1+4%）*38.34=39.88mm 取d1=40mm3、轴的各段直径的设计轴间取h1=12mm d2= d1+2 h1=4244mm 取d2=43mm h1=1.5mm由于选用斜齿轮，存在轴向力，故选择角接触轴承，由课程设计P159表6.3 取型号36209 d=45mm D=85mm B=19mm 安装尺寸一般3。5mm 特殊时为3.3mm ra倒角最小为1 故d3=45mm 轴间h2=3.5mm d4= d3+2 h2=52mm= d6 d5右端面为齿轮的定位和轴向固定面，应足够大，取d5=61mm d8与d3

14、处均安装轴承，可选同型号的d3= d8=45mmd7= d3+2 h1=45+2*（12）=4749mm 取d7=48mm 4、轴的各段长度的设计轴承处:B=19mm 可加套筒固定（轴向） 取L3= L8=29mm轴环处： a=（0.070.1）d5=（0.070.1）*61=6mm b=1.4a=8.4mm取L5=b=10mm齿轮处：L6=83mm联轴器处：L1=84mm L2=50mm L4=42.5mm L7=11.5mm具体尺寸如下图所示：5、低速轴校核-18低速轴受力情况如下图：轴承作用中心 a=16.4mm5FBt=Ft* lCD/(lBC+ lCD）=73.1*2767.9/(7

15、3.1+118.1) N=1058.2NFDt= Ft* lBC/(lBC+ lCD）=118.1*2767.9/(73.1+118.1) N=1709.7NFBr= （Fr*lCD+ Fa*D/2/ lBD=（946.7*73.1+451.7*271.627/2）/(73.1+118.1) =682.8NFDr=Fr- FBr=946.7-682.8=263.9 NBC= FBr*lBC=682.8*118.1=80638.68N.mmM/BC= FBt*lBC=1058.2*118.1=124974.6 N.mmMBC= =148732.1 N.mmDC= FDr*lCD=263.9*73

16、.1=19291.09N.mmM/DC= FDt*lCD=1709.7*73.1=124979.1N.mmMDC= =126454.7 N.mm弯矩图如下所示:-19转矩T3=328.849N.m 应力校正系数a= =0.58MVC左=241479 N.mmMVC右= =228434 N.mm MVC左所以危险截面在C左侧 dmin=35.28mm前面粗算以及最后取得的轴的最小处直径为40mm，大于dmin=35.28mm 故强度足够-20七、轴承的校核1、高速轴上轴承的校核角接触轴承型号36205，Cr=13.10KN C0r=9.25KN 作用于轴承上的径向载荷为：FrB=338.9 N FrD=1093.9 NFa1=226.9N 故Fa/ C0r=226.9N/9.25KN=0.0245 由教材P288表11-7 取得e=0.55 Fa/Frma*=226.9/1093.9=0.2074e 故*=1 Y=0 由教材P289表11-8 fp=1.01.2当量动载荷：P=fp(* Frma*+Y fp)=1.2*1093.9=1312.68 NCj= =12.5KN Cr=13.10KN故轴承强度符合要求2、中间轴上轴承的校核角接触轴承型号36206 径向基本额定动载荷Cr=18.20K