机械设计课程设计说明书~~二级展开式圆柱直齿轮~~~

1、机械设计课程设计说明书第1页共 24 页设计题目：带式运输机的展开式二级圆柱直齿轮减速器1、 设计要求：连续单向运转，空载起动，使用期限8 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。2、 工作条件：工作时有轻微振动。3、 已知条件：运输带工作拉力：F =1600N运输带工作速度：v = 1.35m / s卷筒直径：D = 260mm拟定传动装置总体设计方案2、传动方案及说明 根据设计要求，传动装置由电动机、减速器、联轴器、v 带、卷筒、运输带等组成。减速器采用二级圆柱齿轮减速器。2、传动方案简图选择电动机：1、选择电动机类型：根据工作条件，选用Y 系列三相笼型异步电动机，额定电压3

2、80V。2、选择电动机的容量：电动机所需工作效率：Pd=旦KWa其中：FWFVKW1000机械设计课程设计说明书第2页共 24 页电动机至运输带的传动总效率为:式中：1=0.96带传动效率;2=0. 9 8轴承传动效率(滚子轴承)；3=0. 9 7齿轮的传动效率，齿轮精度8 级；4=0.99齿轮联轴器传动效率；5=0.96卷筒的传动效率。则：a96 0.9840.9720.99 0.96 =0.791所以：FV J6。30 =2.63KWa1000a1000 0.7913、确定电动机转速:卷筒工作转速为：nO 1000V=60100。1.3 = 95.54r/minnDn x260查有关手册，

3、取 V 带传动的传动比范围i1= 24，二级圆柱齿轮减速器传动比i2= 840,则总 传动比合理范围为ia=16160，故电动机转速的可选范围:na=ian=(16160) 95.54 =1529 15287r/min符合这一范围的同步转速只有3000r/min。根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出只有一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表:电动机型号额定功率Fed( KW)电动机转速r/min传动装置传动比Y100L1-23同步满载总传动比V 带减速器3000288029.232.8i1i23.72.82满载时电流 A效率%功率因数cos6.4820.87机械设计课程设计说明书第3页

4、共 24 页四、确定传动装置的总传动比和分配传动比：(1)由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为:(2)分配传动装置传动比：Ia=1。l式中，i0,i分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带外廓尺寸不致过大，初步取i。= 2.8(实际的传动比要在 V 带设计时，由选定大小带轮标准直径之比计算)，则减速器的传动比:2 9. 2 31 0. 4 42. 8(3)分配减速器的各级传动比。按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配曲i 10.44线差得h =3.70，贝U i22.82i13.70五、计算传动装置的运动和动力参数:按

5、电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 各轴转速：I轴：山二五二2880= 1029r / min102.8n轴：n-278r / min113.7川轴：n27899r / m ini22.82卷筒轴：n=n皿二99r / min2、 各轴输入功率：I轴：P- = Pd 0 Fd2.63 0.96 =2.52KWU轴：PH二R12二R23= 2.52 0.98 0.97 = 2.40 KW川轴：P.=Pi23=Pi2 3=2.40 0.98 0.97 =2.28KW卷筒轴：Pw= P川n34= P“ n24=2.28汉0.98汉0.99 =2.21KWI川轴的输出功率分

6、别为输入功率乘轴承效率0.98，卷筒轴输出功率则为输入功率乘卷筒的传动效率 0.96,计算结果见下表。2880la95.54= 29.23iai0机械设计课程设计说明书第4页共 24 页3、各轴输入转矩：电动机输出转矩：Td=9550旦=9550 -2.63=8.72N mnm2880I轴输入转矩：Ti= Tdi0oi=Tdi08.72 2.8 0.96 =23.44N mn轴输入转矩：% = Tii12 i23=23.44 3.7 0.98 0.97 =82.45N m川轴输入转矩：Tm= Tni223=Tni2 23=82.45 2.82 0.98 0.97 =221.03N m卷筒轴输入

7、转矩：Tiv=Tm2221.03 0.98 0.99 = 214.44N mI川轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.98，卷筒轴输出转矩则为输入转矩乘卷筒的传动效率 0.96,计算结果见下表。综上，传动装置的运动和动力参数计算结果整理于下表 ：轴名功率P(kW)转矩T(N m)转速n(r /min)传动比i效率H输入输出输入输出电机轴2.638.7228802.80.96I 轴2.522.4723.4422.9710293.70.95II 轴2.402.3582.4580.802782.820.95III 轴2.282.23221.03216.61991.000.97卷筒轴:2.212.1

8、2214.44205.8699机械设计课程设计说明书第5页共 24 页计算步骤结果六、设计 V 带及带轮：原始数据：工作条件及外廓尺寸、传动位置的要求，原动机为Y 系列笼式异步电动机,R =2.63kW，主动轮和从动轮转速nm=2880r/min，n,=1029r/min传动比i =2.8。1、定 V 带型号和带轮直径：KA= 1.1工作情况系数：由教材表11.5,单班制 8 小时，工作时有轻微振动计算计算功率：Pc=KAPd=1.1X2.63巳=2.9kW选择型号： 由图 11.15Z 型小带轮直径 :由表 11.6取Di= 60mm大带轮直径D2(1严帀-(1 0.1)咒60880166m

9、mnI1029选D2= 166mm设g = 1%大带轮转速“xD1 nm“Ci 60汉2880:n2= ni=(1名)=(10.1)n2=1030.6r/ minD21662、计算带长：求Dm:DD1+D260+166丿m ii3mm2 2求 A :也：D2D116660-53mm2 2初取中心距a = 650mm带长：L =也2532= nDm+2a + = 3.14X113 +2X650 +一= 1659mma650基准长度： 由图 11.4Ld=1800mm3、求屮心距和包用：中心距：3 = 5-5+丄J(Ld jiDm)28也244:721mm1800 113122二+(1800_X1

10、13)2_8X532a二小轮包角：pD D1“务=180 _乂60“at166 -60(=180汇601 = 171.2 1207214、求带根数：带速：v =D1nm兀汉60汉2880:9.04m/s6000060況1000v =传动比： nmi =28801030.6i =2.79机械设计课程设计说明书第6页共 24 页计算步骤结果带根数：由表 11.8F0=O.41kW；由表 11.7 心=0.98；由表11.12k1-18；由表 11.10APo 0.02Pc2.9L cz =- =- = 5.8取z = 6根(P0+AP0)kL(0.41 +0.02)x0.98x1.185、求轴上载

11、荷：张紧力：F0 500尺(2.5一k)+qv2(表 11.4q0.06kg/m)vzka2.92.50.982= 500況-x(- ) +0.06x9.04F0= 46.4 N9.04x60.98卄ot1171 2C轴上载何：FQ= 2zF0sin1= 2 x 6 x 46.4 x s in 2 2FQ= 555.2N带轮结构：大带轮米用轮辐式结构，由表11.4 可知，米用 4 辐制结构大带轮宽度：B =(z1 )e + 2f =5x12 + 28 =76mm七、齿轮减速器设计：已知：齿轮减速器第一级输入功率Pi=2.52kW，输出功率Pn =2.40kW；第二级输入功率F22.40kW，输

12、出功率F2n =2.28kW。第一级小齿轮转速n1=1029r/min，传动比（齿数比）h =3.7；第二级小齿轮转速n2=278r/min，传动比（齿数比）i2=2.82。材料：一、二级小齿轮均用40Cr，调质处理，硬度 260HB;一、二级大齿轮均用 45 钢，调质处理，硬度 240HB。一齿面接触疲劳强度计算：1、初步计算：转矩：9.55O06 PI9.5506汉T=23388N mmn11029T2= 82446 N mmT2-9.5506 P21-9.55X106X2.40n2278齿宽系数：查表 12.135Hlim小=710MPa接触疲劳强度：由图 12.17Ca aHiimHi

13、im大=580MPa机械设计课程设计说明书计算步骤结果第7页共 24 页t；H 小.9二 Hlim 小=.9710卜 H 大=0.9；Hlim 大二0.9 580由表 12.16, 取Ad Ad 2 85=853；_233882一 站1=40.6Y1汇52223.72、校核计算:齿数 z 和模数 m：第一级：初取 小二30忆大二i1z1小二3.7 30 =111mi 二di/ z、= 45/ 30 =1.5由表 12.3 取叶=1.5则乙小二d1/m1= 45/1.5第二级：初取Z2小二30, Z2大二i2Z2小二2.82 30 =84.6m d2/ z?小=65/ 30 = 2.2由表 12

14、.3 取m2= 2贝y乙2小=d2/m2= 65/ 2初步计算小齿轮直径：dA,3T1i11l；Hfi1z1 大二111初步计算许用接触应力:大=522MPa取a = 45mmd2亠1 J1呵血i2=85彗驻学竺 H 丸3.1V 52222.82初步齿宽:bi hF：b2=d 2d2=1 65圆周速二45 1029v?ndr ni-60 1000 60 1000_ -：d2n2_ :65 278一60X1000一60X1000精度等级：查表 12.6v2= 0.95m/ s一级选 8 级精度二级选 9 级精度乙2小=33机械设计课程设计说明书计算步骤结果第8页共 24 页z2 大二z2 小i2

15、=32.5 2.82乙2 大=92机械设计课程设计说明书计算步骤第9页共 24 页使用系数：由表 12.9动载系数：由图 12.9齿间载荷分配系数：由表 12.10第一级：F12TV-223388-1039.5Nd145也_珂J11039.5=25.4N/mm 100 N/mmbi45仁二1.88 -3.2(1 1 _ 1亠)cos - =1.88-3.2(亠3乙4一 14小114大由此得:K1 H20.872第二级:F”2T2=282446= 2536.8 N65d2k2AF2t1.1 2536.8b265=42.9N / mm： ：100N / mm12.广1.88 - 3.2( -Z2

16、小Z2 大)co =1.88-3.2X(丄32.591.7由此得：K2H:.4 -1.75Z20.872齿向载荷分布系数：表 12.11C 10；4 =1.17 0.16 120.61 10 45b2ld2 丿_32310 b2=1.2 0.16 10.7 1065结果K1A= K2A=1.10Qv =1.14K2v=1.12匕=1.74乙；二0.87K1H-1.32；2 -1.75Z2-0.87K2H： = 1.32K1H：- 1.36K2HH.41机械设计课程设计说明书第10页共 24 页计算步骤结果载荷系数：KjuKjAKwKjHdKjHp = 1.1x1.14x1.32x1.36Q =

17、 2.25K2= K2AK2VK2HQ(K2H目=1.1汉112汉1.32汉1.41K2= 2.29弹性系数：表 12.12ZE1=189.8jMPaZE2=189.8/MPa节点区域系数：图 12.16Z1H=Z2H=25接触最小安全系数：表12.14SHlim1 二1.。5SHlim2 二1.。总工作时间：按每年 300 工作日t1h=t2h=8300汉8 =19200ht1h= t2h= 19200 h应力循环次数：NL1小=60鸽门 1 馆=60X1X102919200N-小=1.1S109NL1大=N-小儿=1.1A109/3.7伏=3.20X08NL2小=60笃n2t2h= 60

18、汉278汉19200NL2小=3.200088NL2大=NL2小/i2=3.20X10 /2.828NL2大=1.14X10接触寿命系数：图 12.18ZN1、=0.93比 1 大=ZN2 小=ZN2大=0.98许用接触应力：-qH lim 小ZN1 小710 * 0.93H小Hlim小N1-628.9MPaLSHlim11.05-1Hlim 大ZN1 大580X0.98L cnnri尸 H1 大S-1 05-541.3MPaSH lim 2l05一nHlim 小ZN2 小7100.98|片2小-小-695.8MPaLSHHm21.00L1H lim 大ZN2 大580汉0.98I|/IDJH

19、2大=568.4MPaSHlim 21.00机械设计课程设计说明书第11页共 24 页计算步骤结果验算：第一级：ZZZpKiTih+1级：盼必1為叫冠L貯屮=500 MPa,ccc CL ccr 2x2.25x233883.7+1d22i21rH2= 562.2 MPa,ccc CL c cr 12x2.28x824462.82+1大I189.8x2.5=0.87疋J2X：-H 2大一V65汉6522.82计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3、确定传动尺寸实际分度圆直径：第一级：mi= 1.5小=30大=111*小=m1z1小=1.5汇30d、= 45mm*大=口乙大=1H

20、11= 167mm中心距mh(Z1 小+ N 大)1.5江(30+111 ):a1 -印=106mm2 2匕小=50mm齿宽：b=d1di=1汉45 = 45mm耳大=45mm第二级：m2=2乙 2 小=33乙 2 大=92d2 小-二mt 互小=2疋33小 2 小=66mmd2 大二二m?Z2大=2工92宀2大=184mmm)2(Z2 小+ Z2 大)2汉(33+92 )a2= 125mm中心距:a2 -22 2b2 2 小=70mm齿宽：b=d2d2=1江66 =66mm机械设计课程设计说明书第12页共 24 页b2 2 大=66mm机械设计课程设计说明书第13页共 24 页计算步骤结果机

21、械设计课程设计说明书第14页共 24 页二齿根弯曲疲劳强度验算：重合度系数：丫呂=丫愛俺丫名=0.25 +0.75/色口 =0.25+ 0.75/1.74齿间疲劳分配系数：表12.10KF=MKFH=1/丫呂=1/0.68齿间载荷分布系数：b/h1=45/(2.25 x1.5)=13.33由图 12.14b2/h2=66/(2.25 x 2)=14.44载荷系数：K1=KA1KV1KFp=1.1N1.14汉1.47汇1.36K2=KA2KV2KFQKFp =1.1 X1.12X 1.47X1.41齿形系数：图 12.21 YFa1小=2.52YFB1大=2.18YFa2 小=2.45YFa2大

22、=221应力修正系数：图 12.22Ysa1小=1.62 Ysa=1.82Ysa2 小=匸64 Ysa2 大=81弯曲疲劳极限：图 12.23cim 小=600MpaFiim大=450Mpa弯曲取小女全系数：表12.14 鼻|血=SF|im2=1.25应力循环次数：NL1小=60耳门心=601 0029 09200NL1大=N-小儿=1.1909/3.7NL2小=60笃n2t2h= 60勺汉278 9200NL2大=NL2小/i2=3.20汉108/2.82弯曲寿命系数：图 12.24 丫阳小0.90 YN伏0.97丫“2 小=YN2大=0.97尺寸系数：图 12.25YX1=YX2=1.0丫

23、空=0.68心近1.47KF$ = 1.36KF02 = I.41Q = 2.512 = 2.55NL1小=1.19X109NL1大=3.20X08NL2小=3.20008NL2大=1.14108机械设计课程设计说明书第15页共 24 页计算步骤结果许用弯曲应力第一级：一匸-1Flim 小YN 1 小Yxi600汉0.9汉1.0一=- =432Mpa1.25-F1小-sSFliml广土-LF lim 大YN1 大丫 XiF1 大1 =SFlim1450 x0.97x1.0 c“1.25第二级：主-1F lim 小YN 2 小YX22 小 _l _SF lim 2600 x0.97 x1.0-=

24、-=465.6Mpa1.25-IF lim 大YN2 大YXL2 大 _| =2450汉0.97汉1.0-一- 一349.2MpaSF lim 21.25验算：第一级：di 小=2K1T12x 2.51X233886F1小=107.3MpaYFa1 小Ysa1 小丫尸一-x 2.52 x 1.62 x 0.68b1d1m1$45x450.5V |_F1小1d 伏=2.18X.826F2=104.3Mpa小切大泅大=107.3X養AF1YF91小Ysa1 小2.52x1.62 L6F1大-第二级：冠F 2 小 2K工2汇2.55汉82446F1小=136MpaYFa2 小丫 sa2 小丫 才一-

25、沆2.45汇1.64 x 0.68b2d2m266汉66汇2VF 2小02 大=芒丫 Fa2 大Ysa2 大.-2.2仔1.8102 =135.4Mpa62小_136乂彳 2 小 Xa2 小2.45X.64 |_F2大 _传动无严重过载，故不做静强度校核C八、减速器机体结构尺寸：减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封 的重要零件。本设计减速器机体采用铸造机体，由铸铁 HT150 制成，铸铁具有较好的吸振性，容易切削且承压性能好。减速器机体才哟个割分式结构，其剖分面与传动件平面重合。 查有关手册，铸铁减速器机体结构尺寸：名称计算公式计算结果机座壁厚6

26、=0.025a2+38社=8mm机盖壁厚勺=0.02a2+3兰8d =8mm机械设计课程设计说明书第16页共 24 页机械设计课程设计说明书第17页共 24 页机座凸缘厚度b=1.5db = 12mm机盖凸缘厚度0 = 1.5玄D = 12mm机座底凸缘厚度d = 2.56b2= 20mm地脚螺钉直径df= 0.036a2+12df=16mm地脚螺钉数目a21.26d =10mm齿轮端面与内机壁距离也26也2= 10mm机盖、机座肋厚1=0.85 m=0.85g = 7mmm =8mm轴承端盖外径D2=轴承座孔直径+5d3D2=80mm轴承端盖凸缘厚度t=(1L 1.2)d3t =8mm轴承旁

27、联接螺栓距离s拓D2S = 80mm其他机体结构尺寸以使机体结构更加紧凑、造型更加美观为标准设计计算取值速级中心距a2。，此二级减速器中，a取低机械设计课程设计说明书第18页共 24 页计算步骤结果九、轴的设计已知：齿轮减速器第一级输入功率R|=2.52kW，输出功率Ru =2.40kW；第二级输入功率 巳=2.40kW，输出功率R2I2.28kW。第一级小齿轮转速nii=1029r/min，大齿轮转速 口“=278r/min；小齿轮转矩TH=23.44N mm， 大齿轮转矩T汕=82.45N -mm。第二级小齿轮转速n21=278r/min，大齿轮转速n2H=99r/min；小齿轮转矩T2|

28、=82.45N mm，大齿轮转矩T2H=221.03N mm。轴材料采用 45 钢，调质处理，!B=650MPa,s=360MPa1 初步计算轴径：（按纯扭转并降低许用扭转切应力确疋轴径d）1 轴：d查表 16.2 取 C=112d Z15.1mm取d =18mm2 轴：d“3【旦查表 16.2 取 C=112d 23.0mm取d = 26mmVn m3 轴：d查表 16.2 取 C=112d31.9mm取d = 38mmVn2II2 轴的径向尺寸确定：(1)1 轴：d =18mm轴肩：d1=d +3C| 取 d=22mm与轴承相配轴径：d2=30mm（深沟球轴承 6206）轴肩：d3=63m

29、m齿轮轴径：d4=45mm(2)2 轴：d =26mm与轴承相配轴径：d1=35mm（深沟球轴承 6207）轴肩：d2=38mm齿轮轴径：小伏=46mm d2小=40mm轴肩：d3=66mm机械设计课程设计说明书第19页共 24 页计算步骤结果（3）3 轴：d =38mm（考虑到联轴器的选择）轴肩：取dj =49mm与轴承相配轴径：d2=45mm（深沟球轴承 6209）齿轮轴径：d3=51mm轴肩：d4=88mm3 轴的径向尺寸的校核：（1）1 轴：轴承各段轴长：由大带轮宽度可知：s = 76mm其中：h =103mm l2=49mm l3=60mm（2）2 轴：轴承各段轴长：由第一级大齿轮宽

30、度可知：q=45mm第二级小齿轮宽度可知：s2= 70mm其中：h =17mm l2=43mm l3=10mm l4=68mml5=17mm（3）3 轴：轴承各段轴长：由选择的联轴器知s = 65mm其中：h=92mm l2=63mm l3=61mm4 轴的校核：（1）1 轴上丄一亠八上严!_e 亠2Tn 223.44轴受力分析：圆周力：Ft =- jFt=1042Nd1小45勺0径向力：Fr =Fttana =1042 an20Fr=379N机械设计课程设计说明书第20页共 24 页带轮作用在轴上的力：F =FQF = 555N机械设计课程设计说明书计算步骤结果第21页共 24 页水平支承反

31、力:匚F (l1l2l3) Frl3555 (103 49 60) 379 60FR1二l2十1349 + 60Fh _Frl2555 103 -379 49l2l349 60垂直支承反力：FR；=FR2= Ft/ 2 =1042 / 2 =521N轴受力图：如图 9.1水平受力图：如图9.2 垂直受力图：如图 9.3画弯矩图：许用应力：用插入法由表 16.3 查=b丨-102.5MPa L jJ - 60MPa一b 160应力校核系数,&b】102.5当量弯矩：M= JM2十(町)2= J256322十(0.59心8868)2= 27945N mm由计算可知，轴的直径d de，满足使

32、用条件，轴是安全的。FR2=1220.9NFR1= 286.9N水平弯矩图: 如图9.4垂直弯矩图:如图9.5合成弯矩图: 如图9.6M = 25632N mm T= 18868N mm:-0.59轴的最小直径:deJ Me =327945：0.11bl 0.1 60de= 16.7mm机械设计课程设计说明书计算步骤结果第22页共 24 页图 9.1机械设计课程设计说明书计算步骤结果第23页共 24 页图 9.2图 9.3图 9.4 门7r1厂图 9.5亠 W1】W：专二、I- r-i图 9.6机械设计课程设计说明书第24页共 24 页计算步骤结果(2)2 轴轴受力分析：第一级：圆周力：-2T

33、1II2x82.45Ft1=987N113d伏167x10径向力:Fr1= Ft1tan a = 987 x tan 20cFn = 359N第二级：圆周力：匚2T2I2X82.45Ft2= 2498N厂t23d2小6610径向力:Fr2= Ft2tan o = 2498 x tan 20cFr2= 909N水平支承反力：F_Fr2(l2+l3+l4) Fr1l4909(68 + 60+43) 35943FR1=520NR1h+l2+l3+l498 + 68+60 + 43F一F(1(l2+l3+l斤応359(68 + 60+43) 909N i r3 7 3 3 G T x i i -1 Y

34、%LIt,_TS.S、_-.-, -_S_ 1*.s.X. S. S.X. S.图 9.12(3)3 轴：亦一亠八丄 l 1中亠2T211 2 x 221.03轴受力分析：圆周力：Ft =0d2大184 00径向力：Fr =Ftta na =2403 0a n20两键对称安装，联轴器对轴的作用力合力为0.水平支承反力：FR1= FR2= Fr/ 2 = 875/ 2垂直支承反力：FR1 = FR2= Ft / 2 = 2403/ 2轴受力图：如图 9.13 水平受力图：如图 9.14 垂直受力图：如图 9.15画弯矩图：水平弯矩图：如图9.16垂直弯矩图：如图 9.17合成弯矩图：如图 9.18许用应力：用插入法由表 16.3 查 &0b】=1O2.5MPa &-b】 =60MPaFt= 2403 NFr=875NFR1 = FR2= 437 NFR；=FR2= 1639NM =66408N mmT=199500N mm机械设计课程设计说明书第28页共 24 页图 9.15应力校核系数二f 7 L60KJ 102.5:-0.59当量弯矩：Me= JM2+(GT )2=J664082+(0.59X199500)2= 135146N mmde= 28.2mm由计算可知，轴的直径d de，满足使用条件，轴是安全的。轴的