机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器说明书

1、牛饵刁鼻犬孝 机电工程学院XQSchool of Mecha ni cal a nd Electrical Engineering机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器垂直斗式提升机传动装置设计学院：机电工程学院班级：机自10-9班姓名：徐西华学号：031011492013.1.18目录一、设计任务书 1二、传动方案的拟定及说明 1三、电动机的选择 3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 3五、计算传动装置的运动和动力参数 4六、传动件的设计计算 51 V带传动设计计算52 斜齿轮传动设计计算7七、轴的设计计算 121 高速轴的设计122 中速轴的设计153 低速轴的设计19精确校核轴的

2、疲劳强度 22八、滚动轴承的选择及计算 261 高速轴的轴承262 中速轴的轴承27九 键联接的选择及校核计算31十联轴器的选择 32 减速器附件的选择和箱体的设计3233343 5设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图十二 润滑和密封十三、 设计小结十四 参考资料设计计算及说明结果设计任务书2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据运输机卷筒扭矩(N?m运输带 速 度(m/s)卷筒直径(mm带速允许 偏差(%使用年限(年)工作制度(班/ 日)13501.14005824.设计内容(1) 电动机的选择和参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴

3、承的选择(5) 键和联轴器的选择和校核(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1张(1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各 2张(3号图纸)(3) 设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加冋轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，冋轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果i = 27.80电动机的选择2T 一vDP：00 10002 1350 1.10.4001000zkWPw =8.48kW二 0.833Pd 口10.564kWPed =11kW60x1000v60x1000x1.1“

4、 “nw52.52 r/minnD兀 x4001. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量卷筒轴的输出功率FW设计计算及说明结果电动机的输出功率 Pd传动装置的总效率r二訂 ； 2 4 5式中，1, 2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表 2-4查得：V带传动1 =0.96 ；滚动轴承 2 = 0.99 ；圆柱齿轮传动3 = 0.97 ；弹性联轴器4 =0.99 ；卷筒轴滑动轴承5 =0.96，贝U32= 0.99 0.990.970.99 0.96 ：

5、 0.833故 Pd = Pw J.564 =10.564kW0.833(3)电动机额定功率Ped由第二十章表20-1选取电动机额定功率 比=11kW。3. 电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围 =24，由表2-2查得两级同轴式圆 柱齿轮减速器传动比范围i2 = 860，则电动机转速可选范围为nd nw hi2=66810026r/min方案电动机型号额定功 率（kW电动机转速（r/min ）电动机传动装置的传动比质（kg）量同步满载总传动比V带传 动两级减速器1Y160M-411150014608134.4682.013.9初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min

6、的两种电动机进行比较,如下表：由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此,可采用方案1，选定电动机型号为 Y132M-4。h =2.03.728可见同步转速为 750r/min、1000r/min、1500r/min 和3000r/min 的电动机均符合。这里4.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸, 并列表记录备份。型号额定功率（kw）同步转速（r/mi n）满载转速（r/mi n）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M-411150014602.22.3HDEGKLFXGD质量（kg

7、） 11323880331251510X881四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 传动装置总传动比= 27.80nm 1460inw 52.522. 分配各级传动比取V带传动的传动比h =2.0，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为 i2 二 i3 =3.728i2 327.7382.0-13.869所得i2 i3符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。五、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为o轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为n轴，低速轴为川轴，各轴 转速为n0 = nm =1460r/ minn01460/ -ni730r/mini, 2.0q 730n

8、n196r / min12 3.728n21 96 co / -n 皿53r /m in13 3.7282. 各轴输入功率按电动机额定功率 Ped计算各轴输入功率，即P。二 Fd =11kWR = P0 7.5 0.955 = 10.56kWFn = P11 =7.1625 x0.9875x0.97 = 10.14kWP皿二P2 2 3 =6.8608 0.9875 0.97 =9.738kW3. 各州转矩P11T。=9550 0 =9550： 71.95N mn。1460R10.56Ti 二 9550=9550-138.148N mni730Tn =9550 只=9550 10*14 = 4

9、94.115N mnn196Pm9.738Tm =9550 皿=95501754.667N mn皿53电动机轴高速轴I中速轴n低速轴川转速（r/min ）146073019653功率（kW1110.5610.149.7471.95137.1498494.1151754.667Pca =14.3kW六、传动件的设计计算B型dd1 = 150mmdd2 = 315mmLd = 1800mm1. V带传动设计计算（1）确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得，工作情况系数Ka =1.3Pca -aPd =1.3 11 =14.3kW（2）选择V

10、带的带型由Pea、 no由图8-11选用B型（3）确定带轮的基准直径 dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 dd1 =150mm 验算带速V。按式（8-13）验算带的速度=11.467m/ sndd1 n0兀勺501460v =60 1000 60 1000因为5m/s v : 30m/s ,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a）,计算大带轮基准直径 dd2 dd2 二hdd1 =2.0 150 =300mm根据表8-8，圆整为dd2 = 315mm（4）确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式（8-20），初定中心距a0 =

11、500mm。由式（8-22）计算带所需的基准长度31Ld0 ： 2a2(dd1 dd2)2.(dd 2 - dd 1)4aTt也02(dd1dd2)2.(dd 2 - dd 1)4a=2 500ji2(150 315)2(315二 1 50)4 500:1744.033 mm设计计算及说明结果由表8-2选带的基准长度 Ld = 1800mm设计计算及说明结果= 5001800-1744.033+2:527.98mm中心距变化范围为500.98581.98mm。(5) 验算小带轮上的包角,57 357 3宀：180 -(dd2 -dd1)180 -(315-150)，160 _ 90a527.9

12、8(6) 确定带的根数计算单根V带的额定功率由 dd1 =150mm 和 n0 =1460r/min，查表 8-4a 得 P0 =3.23kW、： 1605根(Fo)min = 228N(Fp)min =2251.93N根据 n0 =1460r/ min ， i=2.0 和 B 型带，查表 8-4b 得二 P0 = 0.46kW查表 8一5得K 一. =0.95,表 8一2得 KL =0.95于是Pr =(P尸0)K：. Kl =3.23kW =3.3302kW计算V带的根数z。PCa14.3z 二竺二-4.2940R 3.3302取5根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8

13、-3得A型带的单位长度质量 q=0.18kg/m，所以(F)min =500(2.5-KJPcaqv2KqZV(2.50.95)汉 14.32-5000.18 11.4672N0.95 汉 5 7.11.467= 228N应使带的实际初拉力F0 - (F0)min(8)计算压轴力Fp(Fp)min =2z(F)min sin 电=2汇 5汉 228汉 sin12 = 2251.93N2 2斜齿圆柱齿轮8级精度2. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩人=T二494.15 N m，小齿轮转速E =196r/min，传动比 i 二 i3 =3.728。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及

14、齿数 选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（GB10095-88） 由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表 10-1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二者硬度差为40HBS 选小齿轮齿数 zi = 24 :大齿轮齿数z2 = i z = 3.728 24 - 89初选取螺旋角=14（2）按齿面接触强度设计按式（10-21 ）试算，即d1t耙型()2 du J确定公式内各计算数值a）试选载荷系数Kt =1.6b）由图10-30选取区域系数 Zh =2.433c）由图 10-26 查得；：.1

15、=0.78, ；：.2 =0.88，- ； “； ：.2 = 0.78 0.88 = 1.66d）小齿轮传递的传矩 T| =494.115N me）由表10-7选取齿宽系数：、=11f）由表10-6查得材料弹性影响系数 Ze =189.8MPa2g）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlm1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2 = 550MPah）由式10-13计算应力循环次数:N60 n1 j L 60 196 1 (2 8 300 8 4.52 108N24.52 1083.7288= 1.211 10设计计算及说明结果d1t _ 94.90mmv

16、 = 0.9739m si）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K hN1 = 0.95, K hn 2 二 0.96j）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%安全系数S=1，由式（10-12）得H1=Km上讪1 = 0.95_600 MPa =570MPa; S1二 Kg上讪2 =0.96 550 MPa .528MPa Sk）许用接触应力-二 H1H 2570 528 =549MPa计算a)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得dit32 1.6 4 94.115 1 033.728 1XX3.7281 1.66、:22.433 189.8 mm = 94.90mm549b)计算圆周速度

17、60 1000二 dt n J 94.90 196ms= 0.9739ms 60 1000c)齿宽b及模数mntb =d d1t = 1.0 94.90mm = 94.90mmd1t cos ：94.90 cos14c,mnt24mm 二 3.84mmZ1h =2.25mnt = 2.25 3.84mm = 8.64mmb/h =94.90/8.64 =10.98d)计算纵向重合度 = 0.31Jd z1 tan -0.318 1 24 tan 14 =1.903e)计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 Ka =1.25根据v=0.9739m s，级精度，由图10-8查得动载系数Kv =1.

18、1 ;由表10-4查得K.的值和直齿轮的相同，故Kh 2=1.3595KAFt/b =1.25 494.115/(94.90/2)/94.90 =137016 N / mmmn = 4.29 mm故载荷系数:K 二 Ka KV Kh . Kh 25 1.1 1.2 1.3595 = 2.243f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g),2 243= 94.9 ： 1.6 mm06.21mmd1 cosE 106.21xcos14 “mnmm = 4.29mm乙24由式(10-17)(3) 按齿根弯曲强度设计2KT1Y：cos2 1 YFaYsa2 dZ1 ；：.二

19、f确定计算参数a)计算载荷系数K 二 Ka KV Kf：. Kf，1.25 1.1 1.2 1.30 = 2.145b) 根据纵向重合度,=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 丫0.87c) 计算当量齿数z124zv1 =332627cos P cos 14z289Zv2 二2：=3- =97.43cos - cos 14d) 查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.592,YFa2 =2.185e) 查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.596,YSa2 =1.787f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500M

20、Pa ；大齿轮的弯曲 疲劳强度极限 匚fE2 =380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFNi = 0.90, KFn2 = 0.95取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式(10-12)得F2KFN1 FE1S0.90 5001.4=321.43MPaKFN2 - FE2S0.95 3801.4= 257.86MPamn 丄 3.02mmZ1 = 26Z)=97a = 253.53mmg) 计算大、小齿轮的YFaYSa，并加以比较升YFa1 YSa12.592 1.596321.43=0.01287YFa2 YSa22.185 1.787:0.01514257.86大齿轮的数值大设计计算mn2 x 1.86 x 422.36 x 103 x 0.8fcos1 P2，所以按轴承1的受力大小验算= 5.18 105h Lh106(9 _10675.2360n(P 丿-60730 024 丿故所选轴承满足寿命要求。2. 中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承， 查课程设计表15-7，得-=12 5710“，Cr =102kNe=1.5tan、-1.5 tan 12 5710 =0.345（1）求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由中速轴的校核过程中可知：Fnh1 =105.97 N，Fnh 2 =6831.85