二级减速器机械设计毕业课程设计说明书.doc

1、( 此文档为 word 格式，下载后您可任意编辑修改！)机械设计课程设计说明书V 带二级圆柱斜齿轮减速器学院：专业：设计者：学号：指导教师：二一一零年 一月 二十四日0 . . 2. .4. .4总传动比的确定及各级传动比分配.7. .10 . 12 32 . 41减速器的润滑与密封 . 44 减速器箱体结构尺寸 . . 47 减速器的主要附件的选定 . .59.53.55一、 设计任务书班级代号：学生姓名：任红旭指导老师：张永宇老师设计日期：2010年 1月24日1.1 设计题目： 铸钢车间型砂传送带传动装置设计1.2 设计任务：1、减速器装配图（ 0 号） 1 张2、低速轴工作图（ 3 号

2、） 1 张3、低速级大齿轮工作图（3 号） 1 张4、减速器装配图草图（ 0 号） 1 张5、设计计算说明书 1 份1.3 设计时间：20010年 1月 5 日至 20010年 1 月 26 日1.4 传动方案：见附图 1.41.5 设计参数（原始数据）(1) 传送速度 V= 0.78 ms(2) 鼓轮直径 D= 330 mm(3) 毂轮轴所需扭矩： T= 690Nm(4) 使用年限 8 年1.6 其它条件：（ 1）用于铸钢车间传输带的传动，工作环境通风不良。（ 2）双班制工作、使用期限为 8 年（年工作日 260 日）。（ 3）工作时有轻微震动，单向运转。（ 4）用于小批量生产、底座（为传动

3、装置的独立底座）用型钢焊接，齿轮2 与齿轮 4 用腹板式，自由锻。1- 电动机2-V带传动3-展开式两级圆柱齿轮减速器4- 联轴器5-底座6传送带鼓轮7- 传送带图 1.1传动方案示意图任务分析：1）V 带传动需要放在高速级2）采用闭式软齿面斜齿轮传动3）结构要求均匀4）电动机选择：三相异步电动机5）齿轮 2 与齿轮 4 的齿数应接近，齿轮4 比齿轮 2 齿数多 30 40 个齿6）V 带传动，大带轮的直径比齿轮4 直径大 40 60mm二、传动方案拟定传动方案简述本方案采用的传动顺序是从带传动到齿轮传动的减速传动方案。该方案将传动能力较小的带传动及其他摩擦传动布置在高速级，有利于整个传动系统

4、结构紧凑及匀称。 带传动布置在高速级更有利于体现其传动平稳、缓冲吸振、减小噪音的特点。同时，为了减小因扭转变动引起的载荷不均现象，该方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方。综上各原因，从带传动到齿轮传动的减速传动方案是合理的。三 电动机的选择3.1 电动机的类型和结构型式的选择根据直流电动机需直流电源，结构复杂， 价格高且维护不便等原因， 一般在实际生产中较普遍采用三相交流电源的电动机。考虑到粉尘的影响，采用卧式。选择 Y 系列鼠笼型三相交流异步电动机。它效率高、工作可靠、结构简单、维护方便，价格低，适用于不易燃、 不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好。也适用于某些要求较高

5、起动转矩的机械。3.2 电动机所需的功率及额定功率设计计算过程：设计计算及说明1. 工作机所需功率601000V D=6010000.78 ( .330)=45.165rminT. 9550=69045. =3.263Kw式中： V 传送速度，单位 ms，D 鼓轮直径，单位 mm，T 鼓轮轴所需扭矩，单位 Nm。2. 由电动机至工作机的总效率式中： 带带传动的效率滚 -滚动轴承的效率齿 -齿轮传动的效率联联轴器的效率3. 电动机所需的输出功率 Pd电动机额定功率 Ped查2P196 表 20-1取 Ped = 4KWPd =3.84KW 3.3 电动机额定转速n di带 i高 i低 nw式中：

6、电动机转速，单位rmin带轮传动比；高速级齿轮组传动比；低速级齿轮组传动比；工作机的转速，单位rmin结果45.165rmin3.263Kw总效率选电动机1500rmin31.88错误！未指定书签。带的速度合适。主动轮上包角符合要求Z=4Fo=158.15NFp=1255.9N Hlim1 =552Mpa FE1 = 500Mpa Hlim2 = 528Mpa FE2 = 380Mpaz1=24查 2P4由2 表 2-1 可知 iv=2.252.4， i i=81240，所以 nd = 712rmin 2900rmin符合这一范围的同步转速有750 rmin 、1000 rmin、1500rm

7、in 、。当选择转速高的电动机时，极对少的电动机更便宜，而且带传动结构更紧凑， 但使传动装置的总传动比、 结构尺寸和重量增加。根据以上所述综合考虑，选取nd=1500rmin 。3.4电动机的型号及安装尺寸根据选定的电动机的类型，结构形式，功率为5.5kw，转速为 1500rmin，满载转速 1440rmin。结合 Y 系列电动机的主要参数，选用Y112M-4 型的电动机。3.5 电动机的主要参数z2=92t=15oK t =1.6 d=0.81 1=0.77 ， 2=0.87 =1.64N1=1.106 109N2=0.2911 109kHN1 =0.92表一、电动机外形尺寸及安装尺寸kHN

8、2 =0.96尺寸S=1电动HABCDEGK d=1机型 H=号1121901407028602412 540MpaY132SADACHDAABBHALFd1t-41901152655018015400849.12mm2 外形示意图V=1.42msb=49.12mmmnt=2mm四 总传动比的确定及各级传动比分配4.1 理论总传动比i=144045.165=31.88式中： nw电动机的满载转速，单位rmin 。4.2 各级传动比的分配及其说明1. V带理论传动比 2.25 2.4初选 2.32. 两级齿轮理论传动比=31.882.6=12.262式中： - 高速级齿轮理论传动比；- 低速级齿

9、轮理论传动比。3. 齿轮传动各级传动比的分配说明（1）各级传动比应在推荐值内，一发挥其性能，并使结构紧凑。（2）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。（3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。（4）使各级大齿轮直径相近， 以使大齿轮有接近的浸油深度，有利于润滑，同时还能使减速器具有较小的轮廓= 2.16mmkF=1.35k =2Y =0.87kFN1 =0.84kFN2 =0.87SF=1.5 F1=280Mpa F2=220.4MpaZ v1=26.63Z v2=102.08Y Fa1=2.58YF a2=2.18Y Sa1=1.598Y Sa2=1.79Y Fa1 YSa1尺寸。（5）不能使高速

10、级传动比过大， 否则会使传动零件 F1=0.0147 与零件之间发生干涉碰撞。Y Fa2 YSa2（6）为了有利于浸油润滑， 应使两级大齿轮直径相近，这样做也有利于使传动装置外廓尺寸更加紧凑。 应使 i1 i2。F2=0.0177因此，根据本方案所采用的展开式两级圆柱斜齿轮Y Fa YFa传动方式，参考经验值， i1 过大又有可能使高速级大齿轮与 F低速轴相碰。所以一般在ih= (1.11.5)i2 中选取，我选取=0.01771.1857mt得3.83.21.60mm表二、 总传动比及其分配z1=27总传动比 iV 带传动传动比 i齿轮传动传动比 (i高带低)z2 =10431.882.61

11、2.262a=136mmo43 =10.77各轴转速、转矩即输入功率（指专用设计计算）d1 =55mm44 各轴理论转速n 0n 额1440r / mind2 =216mmn 01440n 1554r/ mini 带2 . 6B2 =55mmn 2n 1554146r/ minB1 =60mmi13 . 8da1=59mmn 3n 214645. 5 r/ mini 23 .2da2=220m4.5各轴输入功率mdf1=50mmdf2=261p0pd4kwmmp1p01 4 0.963.84kw高速轴上齿轮设计合理p2p123p3p223p鼓p 3244.6各轴理论输入转矩T 0p 09950

12、n 0T 1p 19950n 1T 2p 29950n 2T 3p 39950n 3T 鼓p鼓9950n 鼓3.840.990.983.73kwHlim1=3.730.990.983.61kw552Mpa3.610.990.990.9653.4FE1 =296.67Mpa995042 .65104=1440N .mHlim2517Mpa3 .8499506 .6210 4 N .m m5543 .73FE2 =99502 .4410 5N .m m146230.53Mpa99503 .617 .58105Z1=2045 .5N . m mZ 2=643 .499507 .14105 N .m

13、m45 .5t=15oK t =1.64.7 各轴传动和动力参数汇总表（理论值）N1=表三、各轴的传递功率、转矩、转速 8轴号P（KW ）Tn (rmin)传动比 i2.915 10效率(N.m)电机轴426.51440带 2.6带N2=0.911i3.8438.4554108i高 3.8齿3.73244滚 kHN1 =0.93146齿 kHN2 =0.94i低 3.23.6175845.5滚d1t78.021滚mm鼓轮轴3.471445.5联五、联轴器的选用5.1 选型说明由于弹性柱销联轴器的传递转矩的能力大，结构简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸震能力，允许被联接的两轴有一

14、定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和启动频繁的场合，故选用此类型。5.2 联轴器的型号由1表 14-1查得，TcaK A T31.37.5810 5 N.mm9.854V=0.596 msb=78.02mmmnt=3.77mm= 4.1mmkF=1.355k =1.8910 N.Y =0.87要满足kFN1 =0.89所以选用 HL4 型弹性柱销联轴器。kFN2 =0.91图二、联轴器外形示意图 F1=296.67MpaF2=230.53MpaZ v1=22.19Z v2=71.02表四、 联轴器外形及安装尺寸Y Fa YFa型号公称扭许用转速轴孔直径

15、(mm) F =0.0170矩(N.m)(rmin)mtHL41250355055轴孔长D (mm)转动惯量许用补偿量度(mm)kg.m2轴向径向角向841953.40.150305.3传动方案说明本传动方案如图三所示，主要有以下原因：首先将传动能力较小的带传动布置在高速级， 有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。其次，采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且斜齿轮承载能力高，加工只比直齿轮多转一个角度，工艺不复杂。但由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。本方案将齿轮布置在距扭矩输入端

16、较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均匀的现象。综上所述，本方案从任务书所给定的条件设计的方案具有合理性，可行性。2.71mmz1=20z2 =64a=174mm =15.09 od1 = 85mmB2 =85mmB1 =90mmda1=93mmda2=273mmdf1=75 mm六、各级传动的设计计算df2=255mm6.1V 带传动6.1.1主要传动参数z1=20z2 =64dmin=55mmKA =1.3T ca=985400N ?mm 已知：工作条件为双班工作制，载荷平稳，工作机为带式输送，主要参数如下：电动机功率转速n 额1440r/ min，（初选带传动比为2.6）6.1.

17、2设计计算1. 确定计算机功率查1P156 表 8-7 得工作情况系数pcapdK A4 1.35.2kw2. 选取 V 带带型根据由 1图 5-11P157 确定选用 A 型 V 带。2. 确定带轮基准直径（ 1 ） 初选小带轮的基准直径为 dd1由 1P157 由1 表 8-6 表 8-8 选取，（ 2）计算大带轮的基准直径由 1 式（ 8-15a ）计算大带轮的基准直径 dd2d d 2dd1i带 100 2.6 260mm圆整后（3）验算带速d d1 n1100 1440 60000 7.536m / sV60 10005m / sV30m / sdI-II =55mmdII-III

18、=60mmlI-II =82mmdIII-IV=dVII-VIII =65mmdIV- V =70mmdVI-VII=70mmlVI-VII =82mmdV-VI =82mmlV-VI =12mmlIII-IV =46mmlVII-VIII=63mmlII-III=50m所以选取合适4. 由1 表 8-6 确定 V 带的基准长度和传动中心距0.7 ( d d1d d 2 ) a 0 2 ( d d 1 d d 2 )有 252a 0720初步选取a 0500 m mLd02a0(d d1(dd 2d d 1 ) 2d d 2 )24a02500(100(260100) 22260)500415

19、78mm由1P146 表 8-2选带的基准长度mFt=5720.755NFr=2156.55NFa=1542.5Na a0LdLd 0500 16001578511mmFNH1 =189922考虑到安装调整和补偿 预紧力需要，中心距的 变动范围为：.29Namina0.015Ld487mmFNH2 =3821.4amaxa0.015Ld535mm6NM a=42418.75N5. 验算主动轮上的包角mm1180 057 .3 0 ( d d 2d d 1 )162 .06 090 0FNV1a=885.65 N所以主动轮上包角符合要求。FNV2 =1270.96. 计算 V 带的根数 ZNM

20、H =31718由 查 1P155 表 8-51.43N mm键挤压强(1) 计算单根 V 带的额定功率 Pr度满足由A带查1P152 153表8-4a 8-4b用插值法得由， A 带查 1P146 表 8-2 得于是 Pr = (Po+ Po)K K L=(1.3128+0.1692) 0.964480.99=1.482 kW(2) 计算 V 带的根数 Z圆整取Z=4根7、计算单根 V带的初拉力的最小值 (Fo) minF0 minpca(2.5qV25001)VZK查1表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kgm所以单根 V 带的初拉力：(Fo) min=500 Pca (2.

21、5 - K ) (Z V K )+qV 2=5005.2(2.5-0.96448) (0.964484 7.536)+0.17.5362=146.283N应使带的实际初拉力Fo(Fo) min8、 计算压轴力 Fp( Fp ) min =2 Z(F o) min sin(12)=24146.283 sin(166.122) 1119.97NF.MH、 MV、及 M1,M2, T见左表Fr1 =2096.63NFa1=1542.5 NFr2 =4027.25 Ne=0.36X174Y1=1.2X21Y20f p=1.2P1=4083.01NP2= 4832.7 NLh=h油量满足减速箱的要求6.

22、1.3 V 带传动主要参数汇总表带型计算基准直径基准长中心小轮包角本减速器根数功率(mm)度距1使用脂润滑Pcadd1dd2L da方式（ kw ）(mm)(mm)A5.21002601600487.162.06o45356.1.4 实际计算结果由以上各步设计计算得带传动的：实际传动比： iv= dd2 dd1=260100=2.6I 轴实际转速： nI =nmiv=14402.6=554 rminI 轴实际转矩： TI =9.55 106nPI I=9.55 1063.84 554=66200N ?mm6.2高速级齿轮传动设计计算6.2.1 原始数据1、输入转矩 TI =66200N?mm小

23、齿轮转速 n I =554 rmin理论齿数比 = i1=3.82、选定齿轮类型、精度等级及齿数(1)、根据设计方案，采用标准斜齿圆柱齿轮(2)、该减速器用于传送型砂，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，小齿轮45cr调质处理 HBS1 = 280HBS大齿轮 45 钢正火处理 HBS2 =240HBS由教课书上 P 页 图 10-20 和 10-21 Hlim1 =5552Mpa ， FE1= 500Mpa Hlim2 = 528Mpa ， FE2 = 380Mpa(3)、精度等级为 7 级(4)、初选 z1=24得： z2=z1=24 3.8=91.2圆整取： z2

24、=92(5) 、初选螺旋角 t=15o6.2.2按齿面接触疲劳强度设计由 d1t 2kT 1 ( +1) (Z H Z E H )2(d 13 )1、确定公式中各计算数值(1) 初选载荷系数 Kt =1.6(2) 由1 表 10-7 ， 取得：高速级定：d=0.81由 1 表 10-6 ，得： ZE=189.8(Mpa) 12(3) 由图 10-30，得： ZH=2.44 (n=20o,t =10o)(4) 由图 10-26 得： 1=0.77 ， 2=0.87 得： 1+ 2=1.64(5) 应力循环系数 N1=60n1Lh j=60554 (8 22608) 1=1.106 109得： N

25、2= N1 =1.106 1093.8=2.911 108(6) 由1 表 10-19 , 查得 kHN1=0.92 ，kHN2=0.96(7) 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 SH。所以由 1 表 ,取 S=1(8) H 1=（ k HN1 Hlim1 ） S=（0.92 555）1=552Mpa H 2=（ k HN2Hlim2 ） SH=(0.89 550) 1=528Mpa H H 1+ H 2= ()2=540Mpa 1.23 H 2 书上 P218所以取： H= 540Mpa2、计算(1) d 1t 2 kt T1( +1) (Z HZE H ) 2( 13d

26、 )=2 1.6 66200(3.8+1) (2.425 189.8) 2 (11.64 54023.8) 13=49.12mm(2) 齿轮的圆周速度 ：V= d1t nI （601000） =1.42ms(3) 齿宽： b=dd1t =149.12=49.12mmmnt = d 1t cos t z 1=1.98mm2mm齿高：mn= d 1 cos t z 1=53.78 cos15o24=2.16mm6.2.3 按齿根弯曲疲劳强度计算由 1式(10-17), mn2kT1Y(cos t)2(YFa YFa F)(dZ 12)131. 确定公式中各计算数值(1) 计算载荷系数根据 kH =1.4 及 b=2mm(为标准模数 )，即可满足齿根弯曲强度。同时为了保证齿面接触强度，就要保证d161.01mm，则需要按 d1= 61.01mm