展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx

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展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

机械设计课程设计

题目题号：

展开式二级圆柱齿轮减速器

学院：

机电工程学院

专业班级：

机械102

学生姓名：

吉洪涛

学号：

2010111046

指导教师：

王银彪

成绩：

优秀

2012年12月2日

一课程设计任务书………………………3

二设计要求………………………………3

三设计步骤………………………………4

1.传动装置总体设计方案………………………………………5

2.电动机的选择…………………………………………………5

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比……………………7

4.传动装置的运动和动力参数计算……………………………7

5.设计V带和带轮………………………………………………9

6.齿轮的设计……………………………………………………12

7.轴的设计计算…………………………………………………22

8.滚动轴承的选择及寿命计算…………………………………28

9.键联接的选择及校核计算……………………………………30

10.联轴器的选择…………………………………………………31

11.减速器箱体及附件……………………………………………32

12.润滑密封设计…………………………………………………36

.四设计小结………………………………38

.五参考资料………………………………39

机械设计课程设计成绩评阅表

题　目

评分项目

分值

评价标准

评价等级

得分

A级（系数1.0）

C级（系数为0.6）

选题合理性

题目新颖性

20

课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新

基本符合，新颖性一般

内容和方案技术先进性

20

设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。

方案确定合理，技术方法正确

有一定的科学性。

方案及技术一般

文字与

图纸质量

30

设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。

设计图纸质量高，错误较少。

设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。

图纸质量一般，有较多错误

独立工作

及创造性

10

完全独立工作，有一定创造性

独立工作及创造性一般

工作态度

10

遵守纪律，工作认真，勤奋好学。

工作态度一般。

答辩情况

10

介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，

介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。

评价总分

总体评价

注：

1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。

2、每项得分＝分值×等级系数（等级系数：

A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）

3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”

一课程设计任务书

展开式二级圆柱齿轮减速器的设计

1．设计题目

用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。

传动装置简图如右图所示。

（1）带式运输机数据

见数据表格。

（2）工作条件

单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。

运输带速度允许速度误差为±5%。

（3）使用期限

工作期限为十年，检修期间隔为三年。

（4）生产批量及加工条件

小批量生产。

2.设计任务

1）选择电动机型号；

2）确定带传动的主要参数及尺寸；

3）设计减速器；

4）选择联轴器。

3.具体作业

1）减速器装配图一张；

2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；

3）设计说明书一份。

4.数据表

运输机工作轴转矩T/（N·m）

800

850

900

950

800

850

900

800

850

900

运输带工作速度v/（m/s）

1.2

1.25

1.3

1.35

1.4

1.45

1.2

1.3

1.55

1.4

运输带滚筒直径D/mm

360

370

380

390

400

410

360

370

380

390

工作条件：

（1）单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。

运输带速度允许速度误差为±5%。

（2）使用期限

工作期限为十年，检修期间隔为三年。

（3）生产批量及加工条件

（4）小批量生产。

原始数据：

运输机工作轴转矩T（N.m）

800

运输带工作速度V（m/s）

1.4

卷筒直径（mm）

400

二.设计要求

（1）选择电动机型号；

（2）确定带传动的主要参数及尺寸；

（3）设计减速器；

（4）选择联轴器。

三.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.传动装置的运动和动力参数计算

5.设计V带和带轮

1.传动装置总体设计方案

1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。

2）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。

3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。

传动装置简图：

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为：

Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/（πd*9550）=800*60*1000*1.4/（3.14*400*9550）=5.6kw

执行机构的曲柄转速为：

nw=60×1000v/πd=66.9r/min

效率范围:

η1：

带传动：

V带0.95

η2：

圆柱齿轮0.997级

η3：

滚动轴承0.98

η4：

联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.99

ηw滚筒：

0.99

η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw

=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99

=0.839

Pd=Pw/η=5.6/0.839=6.67Kw

又因为额定转速Ped≥Pd=6.67Kw

取Ped=7.5kw

常用传动比：

V带：

i1=2~4

圆柱齿轮：

i2=3~5

圆锥齿轮：

i3=2~3

i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40

N=Nw×i=（18~40）×57.83=1041~2313.2r/min

取N=1500r/min

选Y132M-4电动机Nm=1440r/min

型号

额定功率Ped

满载转速nm

启动转矩

最大转矩

中心高H

 Y132M-4

 7.5KW

 1440r/min

 2.2.

 2.2

132mm

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2

i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；i2为低速级齿轮传动比；

总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27

取V带传动比i0=3

减速箱的传动比i减=i/i0=i1×i2=7.09

按浸油深度要求推荐高速级传动比：

一般i1=（1.1~1.2）i2，取i1=1.1*i2。

i1*i2=1.1*i2

i2=2.5，i1=1.1*i2=2.75

4.计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴转速（r/min）

n0=nm=1440r/min

nⅠ=nm/i0=480min

nⅡ=nⅠ/i1=174.55r/min

nⅢ=nⅡ/i2=69.82r/min

2）各轴输入功率（kW）

P0=Pd=6.67kW

PⅠ=P0×η1=6.67×0.95=6.34kW

PⅡ=PⅠ×η2×η3=6.34×0.97×0.98=6.03kW

PⅢ=PⅡ×η2×η3=6.03×0.99×0.98=5.85kW

PⅣ=PⅢ×η3×η4=5.85×0.98×0.99=5.68kW

η1=ηv=0.95,η2=η齿=0.99，η3=η滚=0.98，η4=η联=0.99；

注意：

滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：

Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW

3）各轴输入扭矩（N.m）

T0=9550×Pd/nm=44.24N.m

TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=126.14N.m

TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=329.91N.m

TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=800.16N.m

TⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=776.91N.m

运动和动力参数结果如下表

编号

理论转速（r/min）

输入功率（kw）

输入转矩（N·mm）

传动比

效率

电机轴

1440

6.67

44.24

3

0.95

高速轴

480

6.34

126.14

2.75

0.97

中间轴

174.55

6.03

329.91

2.5

0.97

低速轴Ⅲ

69.82

5.85

800.16

滚筒轴

57.83

5.62

848.04

\

0.99

5.设计V带和带轮

电动机功率P=6.67KW，转速n=1440r/min传动比i0=3

1．确定计算功率Pca

由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1

Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW

2.选择V带的带型

根据Pca，Nm查图8-11，选A带

确定带轮的基准直径dd和验算带速V

1）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=160mm

2）验算带速v，按式（8-13）验算带的速度

V=π×n1Dd1/（60*1000）=3.14*160*1440/（60*1000）=12.06m/s

又5m/s

3．计算大带轮的基准直径。

根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2

dd2=i0*98%*dd1=3*160*98%=470.4mm

根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=3.125

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）0.7（dd2+dd1）

a0

2（dd2+dd1）

460mm

a0

1320mm

取a0=500mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度：

Ld0=2a0+π/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0

=2×500+3.14×660/2+340×340/（4*500）

=2094mm

查表8-2，选Ld=2000mm，带的修正系数KL=1.03

3）按式（8-23）计算实际中心距a

a=a0+（Ld-Ld0）/2

=500+（2094-2000）/2

=547mm

amin=a-0.015Ld=517mm

amax=a+0.03Ld=560mm

所以中心距变化范围517~560mm

5．验算小带轮上的包角α1

α1=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a

=180°-（500-160）×57.3°/538

=144°

90°

满足要求

7计算带的根数

1）计算单根V带的额定功率Pr

N1=1440r/min，dd1=160mm

查表8-4a得，P0=2.73KW

查表8-4b得，△P0=0.17KW

查表8-5得，Ka=1.03

查表8-2得，KL=0.961于是

Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（2.73+0.17）*0.91*1.03=2.69KW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73

取Z=3

6.齿轮设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

输入功率PⅠ=6,34KW，小齿轮转速nⅠ=480r/min齿数比u=3.04，工作寿命10年（每年工作300天），一班制

1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料

（1）选用直齿圆柱齿轮；

（2）由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；

（3）材料选择：

由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；

（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73；

5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=15°

2.按齿面接触强度设计

由计算公式（10-21）进行计算，即

d1t≥

1）确定公式内的各计算数值：

（1）试选Kt=1.6

（2）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425

（3）由图10-26，查的εa1=0.765εa2=0.87

εa=εa1+εa2=1.65

（4）计算小齿轮传递的转矩

T1=126000N.mm

（5）由表10-7选取齿宽系数φd=1

（6）由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2

（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=570Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa

（8）计算应力循环次数

N1=60njLh=60×480×1×（1×10×300×8）=6.912×108

N2=N1／u=2.5×108

（9）由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92

（10）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

[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa

[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.92=322Mpa

[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（570+350）／2=460Mpa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得

d1t≥

=69.10mm

（2）计算圆周速度

V=πd1tn1／60000=π×69.10×480／60／1000=1.74m／s

（3）计算齿宽b及模数mnt

B=φdd1t=1×69.10=69.10mm

mnt=d1tcosβ／Z1=（69.10×cos15°）／24=2.78mm

h=2.25mnt=6.25mmb／h=11.05

（4）计算纵向重合度εβ

εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15

=2.045

（5）计算载荷系数K

KA=1，根据V=1.74m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08；

由表10-4，查的KHβ=1.420；

由图10-13，查得KFβ=1.35;

由表10-3,查得KHα=KFα=1.2

K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得

d=d1t

=69.1×

=72.39mm

（7）mn=d1cosβ/Z1=2.78mm

3.按齿面接触强度设计

由式10-17，得

mn

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.35＝1.75

（2）根据纵向重合度

=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875

（3）计算当量齿数

Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.63

Zv2=Z2／cos3β=73／cos315°=75.26

（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数

YFa1=2.60Ysa1=1.595YFa2=2.14Ysa2=1.83

（5）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;

由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;

（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.90

（7）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[бF]1=KFN1бFE1／S=0.88×500/1.4=314.29Mpa

[бF]2=KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.3Mpa

（9）计算YFaYsa1／[бF]并加以比较

YFa2Ysa1/[бF]1=2.60×1.595/314.29=0.0132

YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601

大齿轮的数值大

2）设计计算

mn

=2.35mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.1mm来计算应有的齿数，于是由

Z1=d1cosβ／mn=69.1×cos15°／2.5=26.70

取Z1=27

Z2=uZ1=27×3.04=82.08取Z2=82

此时u=Z2/Z1=82／27=3.04在误差范围内

4.几何尺寸计算

1）计算中心距

a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（27+82）×2.5／2／cos15°=141.06mm

圆整为141mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=arccos（Z1+Z2）mn／2a=arccos[（27+82）×2.5／2／141]=14.91

3）d1=Z1mn／cosβ=27×2.5／cos14.91o=69.85mm

d2=Z2mn／cosβ=82×2.5／cos14.91o=212.14mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1=1×69.85=69.85mm

圆整后取B2=70mm，B1=75mm

（二）低速级齿轮传动的设计计算

输入功率PⅡ=6.03KW，小齿轮转速nⅡ=174.55r/min齿数比u=2.34，工作寿命10年（每年工作300天），一班制

1选定低速级齿轮的类型，精度等级，材料

（1）选用直齿圆柱齿轮；

（2）由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；

（3）材料选择：

由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；

（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16

取Z2=56；

5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=15°

3.按齿面接触强度设计

由计算公式（10-21）进行计算，即

d1t≥

2）确定公式内的各计算数值：

（4）试选Kt=1.6

（5）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425

（6）由图10-26，查的εa1=0.79εa2=0.86

εa=εa1+εa2=1.65

（4）计算小齿轮传递的转矩

T1=329914N.mm

（5）由表10-7选取齿宽系数φd=1

（6）由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2

（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa

（8）计算应力循环次数

N1=60njLh=60×174.55×1×（1×10×300×8）=0.25×109

N2=N1／u=0.11×108

（9）由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98

（10）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

[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa

[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.98=343Mpa

[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（570+343）／2=456.5Mpa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得

d1t≥

=97.61mm

（2）计算圆周速度

V=πd1tn1／60000=π×97.61×174.55／60／1000=0.89m／s

（3）计算齿宽b及模数mnt

B=φdd1t=1×97.61=97.61mm

mnt=d1tcosβ／Z1=（97.61×cos15°）／24=3.93mm

h=2.25mnt=8.84mmb／h=11.04

（4）计算纵向重合度εβ

εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15

=2.045

（5）计算载荷系数K

KA=1，根据V=0.89m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.04；

由表10-4，查的KHβ=1.429；

由图10-13，查得KFβ=1.425;

由表10-3,查得KHα=KFα=1.2

K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=1.783

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得

d=d1t

=97.61×

=101.29mm

（7）mn=d1cosβ/Z1=3.93mm

3.按齿面接触强度设计

由式10-17，得

mn

3）确定计算参数

（2）计算载荷系数

K=Kα*Kv*KFα*KFβ＝1×1.04×1.2×1.425＝1.7784

（2）根据纵向重合度

=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875

（3）计算当量齿数

Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.67

Zv2=Z2／cos3β=56／cos315°=62.22

（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数

YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.28Ysa2=1.73

（5）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;

由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;

（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95KFN2=0.96

（7）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[бF]1=KFN1бFE1／S=0.95×500／1.4=339.3Mpa

[бF]2=KFN2бFE2／S=0.96×380／1.4=260.57Mpa

（9）计算YFaYsa1／[бF]并加以比较

YFa2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58／339.3=0.01234

YFa2Ysa2/[бF]2=0.015038

大齿轮的数值大

4）设计计算

mn

=2.37mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=101.29mm来计算应有的齿数，于是由

Z1=d1cosβ／mn=101.29×cos15°／2.5=39.1

取Z1=40

Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95

此时u=Z2/Z1=95/40=2.375在误差范围内

4.几何尺寸计算

2）计算中心距

a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（95+40）×2.5／2／cos15°=174