某大學機械行業(yè)設計管理知識課程說明書(DOC 30頁).doc

1、機械設計課程設計-雙級圓柱齒輪減速器機械設計課程設計說明書設計題目：帶式輸送機二級圓柱齒輪減速器 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機械設計制造及其自動化114班 學生姓名： 王鑫 學 號： 5901111172 2014年1月14日 目錄一 設計題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器2二 傳動裝置總體設計2三 選擇電機2四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3五 傳動裝置動力參數(shù)及運動參數(shù)3六 齒輪的設計41. 高速級52. 低速級93. 開式齒輪12七 軸的設計15八 輸出軸的校核18九 軸承的校核23十 鍵的校核28十一潤滑方式28十二聯(lián)軸器的選擇29十三減速器附件291、原始數(shù)據(jù)二、傳

2、動裝置總體設計三、選擇電機四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比五、傳動裝置動力參數(shù)及運動參數(shù)六、齒輪的設計高速級七、軸的設計八、軸的校核九、軸承的校核十、鍵的校核十一、潤滑方式十二、聯(lián)軸器的選擇十三、減速器附件1 題目：用于帶式運輸機的二級圓柱齒輪減速器年限 10年工作班制 兩班制載荷性質 輕微沖擊生產(chǎn)批量 小批量滾筒圓周力 17000N帶速 0.25m/s滾筒直徑 450mm滾筒長度800mm允許誤差5%2 傳動裝置總體設計1. 組成：電機、減速器、開始齒輪、工作機2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：減速器高速軸端通過彈性柱

3、銷聯(lián)軸器與電機輸出軸連接，低速軸端與滾筒通過聯(lián)軸器與開始齒輪連接，達到減速傳動的目的。4. 傳動方案圖示：12643VF51電動機2聯(lián)軸器3二級圓柱齒輪減速器4卷筒5開式齒6運輸帶 3 選擇電機1. 計算電機所需功率：8級精度嚙合傳動效率（內(nèi)）0.97滾動軸承圓錐滾子軸承0.99聯(lián)軸器效率 0.99滑動軸承一0.94外圓柱齒輪傳動效率0.94滑動軸承二0.95故電機至工作機之間的傳動裝置的總效率： 2. 確定所需功率及轉速：卷筒所需功率：所需電機功率：滾筒轉速：對比如下兩種電機，選擇Y160M2-8更為合適Y160M2-8額定功率5.5轉速720額定轉矩2.0傳動比60.3Y132M2-6額定

4、功率5.5轉速960額定轉矩2.0傳動比80.4四確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比：取傳動比之間的比值為1.2，則，=60，外齒輪傳動比：，低速級傳動比：高速級傳動比：5 傳動裝置動力參數(shù)及運動參數(shù)0軸 電機軸：P0=Pr=5.5kw n0=720r/min T0=9550P0/n0=9550*5.5/720=72.95Nm1軸 減速器高速軸：P1=P0*聯(lián)=5.445kw n1=n0=720r/min T1=9550P1/n1=337.66Nm2軸 減速器中間軸P2=P1*齒*承=5.445*0.97*0.99=5.229kw n2=n1/i12=720/4.69=153.52r/

5、min154r/min T2=9550P2/n2=9550*5.229/154=324.27Nm3軸 減速器低速軸P3=P2*齒*承=5.445*0.97*0.99=5.02kw n3=n2/i23=154/3.91=39.38r/min39r/min T3=9550*P3/n3=9550*5.02/39=1229.26Nm4軸 輸出軸P4=P3*承*聯(lián)=5.02*0.94*0.99=4.67kw n4=n3=39r/min T4=9550*P4/n4=9550*4.67/39=1143.55Nm5軸 傳動滾筒軸P5=P4*齒*承=4.67*0.94*0.95=4.17kw n5=n4/i45

6、=11.94r/min12r/min T5=9550*P5/n5=9550*4.17/11.94=3318.625Nm故各軸運動及動力參數(shù)如下：軸序號功率kw轉速r/min轉矩Nm05.572072.9515.44572072.2225.229154324.2735.02391229.2644.67391143.5554.17123318.625傳動形式傳動比效率開式齒輪3,260.94齒輪傳動3.910.97齒輪傳動4.690.97聯(lián)軸器10.996 齒輪的設計1. 高速級1) 選擇材料及齒數(shù)： 高速級小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為24

7、0HBS，8級精度。小齒輪24齒，大齒輪齒數(shù)由傳動比可知113，螺旋角14。2) 按齒面接觸強度計算：1.試選Kt=1.3由圖10-30及表10-6查得ZH=2.433. =0.656,由圖1025d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 ，應力循環(huán)次數(shù)(設每年工作300天），由圖10-23得 KHN1=0.90，KHN2=0.93，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，有，取較小者=2.試算小齒輪分度圓直徑：3.計算圓周速度：4.計算齒寬b與模數(shù)：5.計算載荷系數(shù)K： 使用系數(shù)，根據(jù)速度v=1.6m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)；由表10-4用插值法得8級

8、精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，。 故動載系數(shù)按實際的載荷系數(shù)矯正所算得分度圓直徑：1 計算模數(shù)：3) 按齒根彎曲強度設計：由式（10-19）可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。=1-=0.778由圖10-17查得齒形系數(shù)，；由圖10-18查得應力修正系數(shù)，；由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，；由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，取彎曲疲勞強度安全系數(shù)S=1.4，得，1 計算大小齒輪并加以比較： 大齒輪數(shù)值大。2 設計計算：；V=1.288；b=34.194；b/h=10.99。根據(jù)v=1.288,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)由表

9、10-4查得由式10-13可得對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取可滿足彎曲強度，同時為滿足接觸疲勞強度，取分度圓直徑計算齒數(shù)。故，取，則；=1274) 幾何尺寸計算：1 計算中心距：2 螺旋角：3 計算齒輪分度圓直徑：計算齒輪寬度：，圓整后取B2=56mm，B1=63m名稱代號小齒輪大齒輪中心距a158傳動比i4.69模數(shù)m2.0齒數(shù)z27127分度圓直徑d55.403260.60齒頂圓直徑da59.403264.602. 低速級1) 選擇材料及齒數(shù)： 高速級小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度

10、為240HBS，8級精度。小齒輪24齒，大齒輪齒數(shù)由傳動比可知95，螺旋角14。2) 按齒面接觸強度計算：1 試選Kt=1.3 由圖10-30及表10-6查得ZH=2.43. ZE=189.8應力循環(huán)次數(shù)，由圖10-19得 KHN1=00.93，KHN2=0.92，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，有，許用接觸應力試算小齒輪分度圓直徑：2 計算圓周速度：3 計算齒寬b與模數(shù)：；4 計算載荷系數(shù)K： 使用系數(shù)，根據(jù)速度v=0.88m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得。 故動載系數(shù)5 按實際的載荷系數(shù)矯正所算得分度圓直徑：6 計算模數(shù)：3

11、) 按齒根彎曲強度設計：1 ；由圖10-28有 2 計算當量齒數(shù)：；3 查取齒形系數(shù)：由表10-5查得 ；4 查取應力校正系數(shù)：由表10-5查得 ；5 計算大小齒輪并加以比較：計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4，由式得 大齒輪數(shù)值大。設計計算： 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取可滿足彎曲強度，同時為滿足接觸疲勞強度，取分度圓直徑計算齒數(shù)。故，取，則4) 幾何尺寸計算：1 計算中心距：圓整為186m2 修正螺旋角：變化不多3 計算齒輪分度圓直徑：4 計算齒輪寬度：故名稱代號小齒輪大齒輪中心距a236傳動比i3.91模數(shù)m

12、3齒數(shù)z31122分度圓直徑d95.63376.37齒頂圓直徑da103.13383.873. 開式齒輪1) 選擇材料及齒數(shù)： 高速級小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為240HBS，8級精度。小齒輪24齒，大齒輪齒數(shù)由傳動比可知為79齒，螺旋角14。2) 按齒面接觸強度計算：1 試選Kt=1.3 由圖10-30及表10-6查得ZH=2.433. ZE=189.8應力循環(huán)次數(shù)(設每年工作300天），由圖10-19得 KHN1=0.93，KHN2=0.98，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，有，許用接觸應力取較小者=2試算小齒輪分度圓直徑：3 計算

13、圓周速度：4 計算齒寬b與模數(shù)：；5 計算載荷系數(shù)K： 使用系數(shù)，根據(jù)速度v=0.227m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得。故動載系數(shù) 6 按實際的載荷系數(shù)矯正所算得分度圓直徑：7 計算模數(shù)：3) 按齒根彎曲強度設計：由圖10-28有1 查取齒形系數(shù)：；2 查取應力校正系數(shù)：；3 計算大小齒輪并加以比較： ；所以3 設計計算： mm mmmmmm4.計算載荷系數(shù)： 使用系數(shù)，根據(jù)速度v=0.227m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13查得；由表10-3查得故動載系數(shù) mm對比計算結果，由于齒面

14、接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取可滿足彎曲強度，同時為滿足接觸疲勞強度，取分度圓直徑計算齒數(shù)。故，取，則所以4) 幾何尺寸計算：1 計算中心距：將其圓整為307mm2 修正螺旋角：變化不多3 計算齒輪分度圓直徑： 4 計算齒輪寬度：故 名稱代號小齒輪大齒輪中心距a307傳動比i3.26模數(shù)m4.5齒數(shù)z2479分度圓直徑d143.77470.89齒頂圓直徑da155.02482.147 軸的設計1.初算軸頸1 高速軸： 選擇材料45鋼（調質），硬度217255HBS，對稱循環(huán)彎曲需用應力 -1=180MPa，由A的范圍103126，選擇A=112，由于軸上開有鍵

15、槽，使強度下降，故去最小軸徑為，為35mm。2 中間軸： 選擇材料45鋼（調質），硬度217255HBS，對稱循環(huán)彎曲需用應力 -1=180MPa，由A的范圍103126，選擇A=112，由于軸上開有鍵槽，使強度下降，故去最小軸徑為，為45mm。3 低速軸： 選擇材料45鋼（調質），硬度217255HBS，對稱循環(huán)彎曲需用應力 -1=180MPa，由A的范圍103126，選擇A=112，由于軸上開有鍵槽，使強度下降，故去最小軸徑為，為65mm。2.各軸段直徑及軸上零件的確定1 高速軸：段：通過聯(lián)軸器與電機相連，根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用LX3彈性柱銷聯(lián)軸器，計算轉矩，故取高速軸外伸段軸徑35

16、mm，為使軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故取長度略小于L1，為68mm可滿足要求。鍵的尺寸10*8*50段：滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，故制出軸肩，取d=40mm，由軸承座總寬度，故選該段軸長47mm。段：與軸承配合。選取圓錐滾子軸承30309，尺寸參數(shù)，故取該段軸徑d=45mm，軸長27.25mm。段：無配合自由表面，由軸承軸向定位要求，故取該軸段軸徑48mm，軸長由箱體尺寸及其他零件位置可微調。段：齒輪軸段，由前述計算可得，該段長度63mm。并在該軸段左右各留出齒輪加工的退刀槽。段：用于定位軸承，可取直徑同段直徑48mm，由于齒輪與箱體內(nèi)壁相聚10mm，且滾動軸承距箱體內(nèi)壁5mm

17、，故該段軸長21mm（包括齒輪加工退刀槽）。段：與圓錐滾子軸承30309C配合，故尺寸同段。2 中間軸：段：與軸承配合。選取圓錐滾子軸承30309，尺寸參數(shù)，故取該段軸徑d=45mm，軸長27.25mm。段：用于滿足軸承軸向定位要求，取該段軸徑d=48mm，由于齒輪與箱體內(nèi)壁距離10mm，軸承與箱體內(nèi)壁相距5mm，故該段軸長21mm。段：齒輪軸段，由前所述，該段長度90mm，并在齒輪軸段左右留出齒輪加工的退刀槽。段：齒輪軸向定位軸肩，軸徑50mm，軸段長10mm。段：與齒輪配合，齒輪右端通過套筒定位。已知齒輪輪轂尺寸50mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，取48mm。齒

18、輪左端通過軸肩定位，故該段軸徑46mm。鍵的尺寸b*h*l=16*10*90段：套筒及軸承的配合。軸承選取圓錐滾子軸承30309，故該段軸徑d=45mm，由于軸承與箱體內(nèi)壁相距5mm，故該段軸長27.25mm。3 低速軸：段：與軸承配合。選取圓錐滾子軸承30313，尺寸參數(shù)，故取該段軸徑d=65mm，長度36mm。段：與齒輪配合，直徑64mm。齒輪左端通過套筒定位。已知齒輪輪轂尺寸85mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，取83mm。齒輪右端通過軸肩定位。故該段軸徑64mm。鍵的尺寸。段：軸環(huán)滿足齒輪軸向定位要求，取74mm。長度取7mm。段：無配合自由表面，由軸承軸向定

19、位要求，故取該軸段軸徑70mm，長度72mm。段：與軸承配合。選取圓錐滾子軸承30313，尺寸參數(shù)，故取該段軸徑d=65mm，長度36mm。段：滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，故制出軸肩，取d=56mm，由軸承座總寬度，故選該段軸長57mm。段：通過聯(lián)軸器與開式齒輪相連，取聯(lián)軸器HL5,故該段軸徑50mm，長度略小于半聯(lián)軸器長度，取為110mm，鍵的尺寸20*12*90。8 輸出軸的校核1) 受力分析 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，確定軸承支點位置及各段長度，。作受力分析：圓周力徑向力軸向力1 水平面故求得水平彎矩最大值2 垂直面0N故求得，3 總彎矩整理數(shù)據(jù)如下表載荷水平面H垂直面V支反力FFN

20、H1=3151.67N FNH2=1114.33NFNV1=1265.06N FNH2=327.58N彎矩MMH=208419.94NmmMv1=83658.42Nmm MV2=56550.14Nmm總彎矩M1=208567Nmm M2=208475Nmm扭矩TT=72.95kNmm按彎扭合成應力校核軸的強度合成故安全3) 精確校核軸的疲勞強度 由上分析可知危險截面取彎矩最大處的左右截面。面：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力由表15-1查得，截面上由于軸肩行程的應力集中系數(shù)由表3-2查得。 由于,故插值得，軸的材料的敏性系數(shù)，故有效應力集中系數(shù)尺寸系數(shù) 扭轉尺寸系數(shù)軸按

21、磨削加工，表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)強化處理，故，求得綜合系數(shù)為由碳鋼的特性系數(shù)范圍，取，故安全。面：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力由表15-1查得，截面上由于軸肩行程的應力集中系數(shù)由表3-2查得。 由于,故插值得，軸的材料的敏性系數(shù)，故有效應力集中系數(shù)尺寸系數(shù) 扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)強化處理，故，求得綜合系數(shù)為由碳鋼的特性系數(shù)范圍，取，故安全。9 軸承的校核經(jīng)查表得圓錐滾子軸承 （1）.高速軸承1) 求徑向載荷上已求得又由求得0N可得而又因為故則計算當量動載荷P由于工作條件有輕微沖擊，故由Cr=104kN所以 安全。（2）.中速軸承1.求徑向載荷因為高速和低速齒輪的軸向力的抵銷所以又由求得0N可得而又因為故則計算當量動載荷P由于工作條件有輕微沖擊，故由Cr=104kN所以安全。（3） .低速軸承的校核求徑向載荷上已求得又由求得0N可得而又因為故則計算當量動載荷P由于工作條件有輕微沖擊，故由Cr=104kN所以 安全。10 鍵的校核軸11) 發(fā)動機聯(lián)軸器處選擇鍵的尺寸齒輪處鍵連接的擠壓應力故該鍵安全。軸21）鍵的尺寸齒輪處鍵連接的擠壓應力故該鍵安全。軸31）鍵的尺寸齒輪處鍵連接的擠壓應力故該鍵安全。十一