机械设计(论文)说明书

机械设计（论文）说明书题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器系 别： XXX 系专 业：学生姓名：学 号：指导教师：职 称：二零一二年五月一日目 录第一部分 课程设计任务书-------------------------------3第二部分 传动装置总体设计方案-------------------------3第三部分 电动机的选择--------------------------------4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-----------------7第五部分 齿轮的设计----------------------------------8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17第七部分 键连接的选择及校核计算-----------------------20第八部分 减速器及其附件的设计-------------------------22第九部分 润滑与密封----------------------------------24设计小结--------------------------------------------25参考文献--------------------------------------------25第一部分 课程设计任务书一、设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 .运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.97(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:减速器装配图一张(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张 (A3或A2)。设计说明书一份。三. 设计步骤:传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数设计V带和带轮齿轮的设计滚动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体结构设计润滑密封设计联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如 :传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式） 。计算传动装置的总效率 a:a= 0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.821为V带的效率, 2为轴承的效率, 3为齿轮啮合传动的效率 , 4为联轴器的效率, 5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率） 。第三部分 电动机的选择1电动机的选择皮带速度v:v=1.15m/s工作机的功率pw:2TV2×1400×1.15pw=1000D=395=8.15KW电动机所需工作功率为:pw 8.15pd=ηa=0.82=9.94KW执行机构的曲柄转速为:n=60×1000V=60×1000×1.15=55.6r/minπ×Dπ×395经查表按推荐的传动比合理范围， V带传动的传动比 i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i2=8~40，则总传动比合理范围为 ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(16×160)×55.6=889.6~8896r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M-4的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速nm=1460r/min，同步转速1500r/min。确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=1460/55.6=26.3（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=26.3/2.5=10.5取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 :i12= 1.4i= 1.4×10.5=3.83则低速级的传动比为:10.523=i12=3.83=2.74第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI=nm/i0=1460/2.5=584r/minnII=nI/i12=584/3.83=152.5r/minnIII=nII/i23=152.5/2.74=55.7r/minnIV=nIII=55.7r/min（2)各轴输入功率:PI=Pd× =9.94×0.96=9.54KWPII=PI× =9.54×0.98×0.97=9.07KWPIII=PII× =9.07×0.98×0.97=8.62KWPIV=PIII× =8.62×0.98×0.99=8.36KW则各轴的输出功率：PI'=PI×0.98=9.35KWPII'=PII×0.98=8.89KWPIII'=PIII×0.98=8.45KWPIV'=PIV×0.98=8.19KW各轴输入转矩:TI=Td×i0×电动机轴的输出转矩:Tpd9.94d=9550×=9550×1460=65Nmnm所以：TI=Td×i0× =65×2.5×0.96=156NmTII=TI×i12× =156×3.83×0.98×0.97=568NmTIII=TII×i23× =568×2.74×0.98×0.97=1479.4NmTIV=TIII× =1479.4×0.98×0.99=1435.3Nm输出转矩为：TI'=TI×0.98=152.9NmTII'=TII×0.98=556.6NmTIII'=TIII×0.98=1449.8NmTIV'=TIV×0.98=1406.6Nm第五部分 V 带的设计选择普通V带型号计算功率Pc:Pc=KAPd=1.1×9.94=10.93KW根据手册查得知其交点在 B型交界线范围内，故选用 B型V带。确定带轮的基准直径，并验算带速取小带轮直径为d1=140mm,则：d2=n1×d1×(1-)/n2=i0×d1×(1-)=2.5×140×(1-0.02)=343mm由手册选取d2=335mm。带速验算：=nm×d1×π/(60×1000)1460×140×π/(60×1000)=10.7m/s介于5~25m/s范围内，故合适。确定带长和中心距a0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)0.7×(140+335)≤a0≤2×(140+335)332.5≤a0≤950初定中心距a0=641.25mm，则带长为:L0=2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)=2×641.25+π×(140+335)/2+(335-140)2/(4×641.25)=2043mm由表9-3选用Ld=2000mm，确定实际中心距为：a=a0+(Ld-L0)/2=641.25+(2000-2043)/2=619.75mm4 验算小带轮上的包角 :1800-(d2-d1)×57.30/a1800-(335-140)×57.30/619.751620>1200确定带的根数：Z=Pc/((P0+P0)×KL×K故要取Z=4根A型V带。计算轴上的压力：由初拉力公式有：F0=500×Pc×(2.5/K-1)/(Z×V)+q×V2=500×10.93×(2.5/0.96-1)/(4×10.7)+0.10×10.72=216.3N作用在轴上的压力：FQ=2×Z×F0×sin(1/2)=2×4×216.3×sin(162/2)=1708.9N第六部分 齿轮的设计（一） 高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制， 故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z1=21，则：Z2=i12×Z1=3.83×21=80.43 取：Z2=80）初选螺旋角:=150。初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：32KtT1u±1ZHZE2d1t≥×u×[σ]ψεdαH确定各参数的值:试选Kt=2.5T1=156Nm3)选取齿宽系数d=14)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42由式8-3得：=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos[1.88-3.2×(1/21+1/80)]×cos150=1.63由式8-4得：0.318dZ1tan=0.318×1×21×tan150=1.79由式8-19得:1Z1.63=0.783由式8-21得：Z= cosβ = cos15 =0.98查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2=530MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×584×1×10×300×2×8=1.68×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=1.68×109/3.83=4.39×108由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1=0.88,KHN2=0.9计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=KHN1σHlim1=0.88×650=572MPaS[H]2=KHN2σHlim2=0.9×530=477MPaS许用接触应力:[H]=([ H]1+[ H]2)/2=(572+477)/2=524.5MPa设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:32KTu±1ZZ2d1t≥t1HE×u×ψdεα[σH]=32×2.5×156×1000×3.83+1×2.42×189.82=77.4mm1×1.633.83524.54修正计算结果：1)确定模数：mn=d1tcosβ=77.4×cos150=3.56mmZ121取为标准值:3mm。2)中心距：a=Z1+Z2mn=(21+80)×3=156.8mm2cosβ2×cos150螺旋角：Z1+Z2mn(21+80)×3=14.90=arccos2a=arccos2×156.84)计算齿轮参数：Z1mn21×3d1=cosβ=cos14.90=65mm2Z2mn=80×3=248mmd=cosβcos14.90b=φd×d1=65mmb圆整为整数为：b=65mm。计算圆周速度v:πd1n1 3.14×65×584v=60×1000 = 60×1000 =1.99m/s由表8-8选取齿轮精度等级为 9级。校核齿根弯曲疲劳强度：确定公式内各计算数值：当量齿数：ZV1=Z1/cos3 =21/cos314.90=23.3ZV2=Z2/cos3 =80/cos314.90=88.62)=[1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cos[1.88-3.2×(1/23.3+1/88.6)]×cos14.90=1.649由式8-25得重合度系数：2Y=0.25+0.75cosb/ V=0.684) 由图8-26和 =1.78查得螺旋角系数 Y =0.875)ε3.411γεY=1.631×0.68=3.08αε前已求得:KH，故取：KF=1.73=1.73<3.086)b=b=65=9.63h*][(2××3][(2h+c*)m1+0.25)amn且前已求得:KH，由图8-12查得：F=1.34=1.37KK=KAKVKFKF=1×1.1×1.73×1.34=2.55由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1=2.66 YFa2=2.23应力校正系数:YSa1=1.59 YSa2=1.79由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim1=500MPa Flim2=380MPa同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1=1.68×109大齿轮应力循环次数:N2=4.39×108由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.84 KFN2=0.85计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：[F1=KFN1σFlim10.84×500=323.1]S=1.3[F2=KFN2σFlim20.85×380=248.5]S=1.3YFa1YSa12.66×1.59=0.01309=323.1[σF]1YFa2YSa22.23×1.79=0.01606=248.5[σF]2大齿轮数值大选用。按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：322KT1YβcosYYmn≥βFaSa2×[σF]ψdZ1εα32=2×2.55×156×1000×0.87×cos14.9×0.016062×1.631=2.43mm1×212.43≤3所以强度足够。各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1=65mmd2=248mmb=d×d=65mm1b圆整为整数为：b=65mm圆整的大小齿轮宽度为：b1=70mm2b=65mm中心距：a=156.5mm，模数：m=3mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制， 故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z3=24，则：Z4=i23×Z3=2.74×24=65.76 取：Z4=66）初选螺旋角:=130。初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：32KtT2u±1ZHZE2d3t≥×u×[σ]ψεdαH确定各参数的值:试选Kt=2.5T2=568Nm3)选取齿宽系数d=14)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45由式8-3得：[1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cos[1.88-3.2×(1/24+1/66)]×cos130=1.63由式8-4得：0.318dZ3tan=0.318×1×24×tan130=1.76由式8-19得:1Z1.63=0.783由式8-21得：Z= cosβ = cos13 =0.99查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2=530MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3h×××××××8=60nkt=60152.511030028=4.3910大齿轮应力循环次数：N4h3×8×8=60nkt=N/u=4.3910/2.74=1.61012) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数 :KHN3=0.9,KHN4=0.92计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]3=KHN3σHlim3=0.9×650=585MPaS[H]4=KHN4σHlim4=0.92×530=487.6MPaS许用接触应力:[H]=([ H]3+[ H]4)/2=(585+487.6)/2=536.3MPa设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:32KtT2u±1ZHZE2d3t≥×u×ψdεα[σH]=32×2.5×568×1000×2.74+1×2.45×189.82=121.4mm1×1.632.74536.3修正计算结果：确定模数：mn=d3tcosβ121.4×cos130==4.93mm24Z3取为标准值:4mm。2) 中心距：a=Z3+Z4mn=(24+66)×4=184.7mm2cosβ2×cos130螺旋角：Z+Z4mn(24+66×4=130=arccos2a=arccos2×184.74) 计算齿轮参数：d3=Z3mn=24×4=99mmβ0coscos13Z4mn66×4d4=cosβ=cos130=271mmb=φd×d3=99mmb圆整为整数为：b=99mm。计算圆周速度v:πd3n23.14×99×152.5v=60×1000=60×1000=0.79m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式内各计算数值：1)当量齿数：ZV3=Z3/cos3=24/cos3130=25.9ZV4=Z4/cos3=66/cos3130=71.32)=[1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)]cos[1.88-3.2×(1/25.9+1/71.3)]×cos130=1.668由式8-25得重合度系数：2Y=0.25+0.75cosb/ V=0.684) 由图8-26和 =1.76查得螺旋角系数 Y =0.895)ε3.415γεY=1.655×0.6