機設(shè)計-分流式二級直齒圓柱齒輪減速器2課件

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明題 目 設(shè)計運輸機傳動裝置（分流式二級圓柱齒輪減速器） 指導(dǎo)教師 郭老師 院 系 班 級 學(xué) 號 姓 名 完成時間 目錄一設(shè)計任務(wù)書二、傳動方案擬定. 三、電動機的選擇. 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比 五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 六、傳動零件的設(shè)計計算 七、軸的設(shè)計計算 八、滾動軸承的選擇及校核計算 九、鍵聯(lián)接的選擇及計算 十、聯(lián)軸器的選擇.十一、潤滑與密封.十二、參考文獻十三、附錄（零件及裝配圖）計 算 及 說 明結(jié) 果一 . 設(shè)計任務(wù)書1，技術(shù)條件與說明以及設(shè)計要求 1.1技術(shù)條件與技術(shù)要求： 1）傳動裝置的使用壽命預(yù)定為10年，每年按300天計算，3班制工

2、作每班按8小時；2）工作機的載荷性質(zhì)是平穩(wěn)、輕微沖擊、單向回轉(zhuǎn)；3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）傳動布置簡圖是由于受車間位置的限制而擬訂出來的，不應(yīng)隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇；5）輸送帶允許的相對速度誤差。1.2 設(shè)計要求1）減速器A1裝配圖1張；2）A3零件圖2張（CAD繪圖，低速軸和悶蓋）；3）設(shè)計計算說明書一份（標準格式）； 2原始數(shù)據(jù)運輸帶曳引力F（N）：3500運輸帶速度V（m/s）：1.3滾筒直徑D (mm)： 350二傳動方案的擬定輸送機由電動機驅(qū)動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6

3、工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。=72000hF=3500NV=1.3m/sD=350mm分流式二級圓柱齒輪減速器三電動機的選擇1 選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2 選擇電動機的容量1）滾筒所需功率： =FV/1000=35001.3/1000=4.55 kw 滾筒的轉(zhuǎn)速=601000V/D=70.94r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為： 0.8003其中， ，分別為傳動系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動及軸承的效率，是滾筒

4、的效率，=0.99，=0.97，=0.98 =0.97 3）確定電動機的額定功率電動機的輸出功率為=/ =4.55/0.8003=5.685kw 確定電動機的額定功率 選定電動機的額定功率=7.5 kw 3、 選擇電動機的轉(zhuǎn)速 =70.94 r/min 該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1推薦傳動比為=860 則總傳動比可取 8至60之間 則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為=8=870.94=567.52r/min =60=6070.94=4256.4r/min可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min

5、，1500r/min ，3000r/min的三種電動機進行比較，如下表： 由參考文獻1中表16-1查得：方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉(zhuǎn)速n/(r/min)質(zhì)量/kg同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S2-27.5300029002.02.3702Y132M-47.5150014402.22.3813Y160M-67.510009702.02.01194Y160L87.5750720 2.02.0145 由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比，即選定方案3 四總傳動比確定及各級傳動比分配4.1 計算總傳動比由參考文獻1中表16-1查得：滿載轉(zhuǎn)速nm=970 r / m

6、in；總傳動比i=nm /=970/70.94=13.67 4.2 分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設(shè)計課程設(shè)計中表23各級傳動中分配各級傳動比 取高速級的圓柱齒輪傳動比= =4.3，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =/=13.67/4.3=3.2 =4.55kw=70.94r/min=0.8003=5.685kw=7.5 kw=567.52r/min=4256.4.2r/min電動機型號為Y160M6i=13.67= 4.3 =3.2五計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速電動機軸為軸0，減速器高速級軸為軸，中速軸為軸,低速級軸為軸，滾筒軸為軸，則 = 970 r/min 970/4.3

7、r/min=225.6 r/min 225.6/ 3.2 r/min = 70.5 r/min解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為5范圍內(nèi)2按電動機額定功率計算各軸輸入功率 =7.5 kw =kw=6.846kw =6.8460.970.98 kw =6.508kw =6.5080.98 kw =6.378kw =6.3780.990.980.97 kw =6.002 kw2. 各軸轉(zhuǎn)矩 =95506.846/970 =67.40 =95506.508/225.6 =275.49 =95506.378/70.5 =863.97 =95506.002/70.5 =813.04表3 軸的運動及動力參

8、數(shù)項目電動機軸0高速級軸I中間軸II低速級軸III帶輪軸IV轉(zhuǎn)速（r/min）970970225.670.570.5功率（kw）7.56.8466.5086.3786.002轉(zhuǎn)矩()73.8467.40275.49863.97813.04傳動比1 4.33.21效率0.9130.9510.9800.941六、齒輪傳動設(shè)計 1.高速級齒輪傳動設(shè)計 （1）選擇材料、精度及參數(shù) a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為

9、280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，二者的硬度差為40 HBS。 d . 初選小齒輪齒數(shù)=24，則大齒輪齒數(shù)=4.324=104=4.3 e .選取齒寬系數(shù)：=1.02）按齒面接觸強度設(shè)計 按下式試算 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a . 試選=1.3 b. 分流式小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=/2=33.7 c. 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0 d. 查圖（表10-6）選取彈性影響系數(shù)=189.8 e. 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； f. 由式 N=60nj 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60970172000=4.1904 =4

10、.1904/4.3 =9.7451 g由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ;h計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-21）得 2） 計算 a. 按式計算小齒輪分度圓直徑 帶入數(shù)據(jù)計算： mm =44.643 mm b. 計算圓周速度 =3.1444.643970/（601000）m/s =2.27m/s c. 計算齒寬b b=144.643mm=44.643mm d. 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) e. 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1，根據(jù)=2.27m/s，7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數(shù)=1.12 查圖表（P195表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1

11、由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，；由b/h=10.667. 查圖10-13得； 由式 得載荷系數(shù)=11.1211.313=1.471 f. 按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑 由式 得=46.52mm g. 計算模數(shù)mm=/=46.52/24 mm =1.94 mm 3）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 按式計算1） 確定計算系數(shù)a. 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒彎的彎曲疲勞強度極限；b. 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) , ;c. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 去彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4， 由式（10-12）得 d. 計算載荷系數(shù)由式 得=11.1211.

12、26=1.411 e. 查取齒形系數(shù)查圖表（P表10-5）=2.65 ，=2.1768f. 查取應(yīng)力校正系數(shù)查圖表（P表10-5）=1.58 ，=1.7932g. 計算大小齒輪的并加以比較 =2.651.58/303.57=0.01379 =2.17681.7932/238.86=0.01634大齒輪的數(shù)值大2） (2)設(shè)計計算 mm =1.392 mm 由以上計算結(jié)果，取m=2 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=44.643 mm計算應(yīng)有的齒數(shù)取=30 ，則=4.330=129 （4） 幾何尺寸計算1） 計算分度圓直徑 2） 計算中心距 159mm 將中心距圓整為159mm 3） 計算齒輪寬度

13、 =160mm=60mm圓整后取=60mm ，=65mm4） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 由e2，小齒輪做成齒輪軸 由160mm=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承62092軸上的軸承選擇與計算由軸的設(shè)計已知，初步選用深溝球軸承6208，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=2174.35N，=0，=3，n=225.6r/min1）查滾動軸承樣本（指導(dǎo)書表15-5）知深溝球軸承6208的基本額定動載荷C=22800N，基本額定靜載荷=15800N2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2（1

14、2174.35+0）N =2609.22N3）驗算軸承壽命 h=49292.6h=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6208. 3輸出軸上的軸承選擇與計算由軸的設(shè)計知，初步選用深溝球軸承6214，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=/2=3369.772 N，=0，=3 ，轉(zhuǎn)速n=70.5/min1）查滾動軸承樣本（指導(dǎo)書表15-3）知深溝球軸承6214的基本額定動載荷C=46800N，基本額定靜載荷=37500N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2（

15、13369.772+0）N =4043.7264N3）驗算軸承壽命 h=366481h=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6214。九、鍵連接的選擇與校核計算1輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接 1) 由軸I的設(shè)計知初步選用鍵C1280GB109-79， =67.4 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=80mm-6mm=74mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =267.4/47442MPa=10.843MPa=110MPa 可見連接

16、的強度足夠，選用鍵C1280GB1096-792齒輪2（2）與軸的鍵連接 1) 由軸II的設(shè)計知初步選用鍵1250GB109-79，=/2=137.745 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=50mm-12mm=38mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2137.745/43842MPa=43.16MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵1250GB109-793齒輪3與軸II的鍵連接 1) 由軸1290GB109-79II的設(shè)計知初步選用

17、鍵1290GB109-79，=275.49 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=90mm-12mm=78mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =2275.49/47844MPa=40.14MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵1290GB109-794齒輪4與軸的鍵連接1) 由軸的設(shè)計知初步選用鍵2290GB109-79，=863.97 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力=100-120MPa

18、，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=90mm-22mm=68mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.514mm=7mm。由式可得 =2863.97/76882MPa=44.27MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵2290GB109-795聯(lián)軸器與軸的鍵連接 1) 由軸IV的設(shè)計知初步選用鍵C1690GB109-79，=863.97 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應(yīng)力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=90mm-8mm=82mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm。由式可得

19、 =2863.97/58255MPa=76.63MPa=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵C1690GB109-79、聯(lián)軸器的選擇十、聯(lián)軸器的選擇1輸入軸（軸I）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸I的設(shè)計，選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉(zhuǎn)動慣量（）HL36305000421120.62輸出軸（軸III）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸III的設(shè)計，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉(zhuǎn)動慣量（）HL412504000551123.4十一、減速器附件設(shè)計1視孔蓋 選用A=150mm的視

20、孔蓋。2通氣器 選用通氣器（經(jīng)兩次過濾）M271.53油面指示器 根據(jù)指導(dǎo)書表9-14，選用2型油標尺M164油塞 根據(jù)指導(dǎo)書9-16，選用M161.5型油塞和墊片5起吊裝置 根據(jù)指導(dǎo)書表9-20，箱蓋選用吊耳d=20mm6定位銷 根據(jù)指導(dǎo)書表14-3，選用銷GB117-86 A6307起蓋螺釘 選用螺釘M820十二、潤滑與密封1齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取為油深h=57mm。根據(jù)指導(dǎo)書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。2滾動軸承的潤滑 由于軸承的=48500160000 =9024160000 =4935160000 故選用脂潤滑。根據(jù)表16-4 ，選用滾動軸承脂ZGN69-23密封方法的選取 由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸I、軸II及軸III的軸承兩端采用凸緣式端蓋。由于采用脂潤滑，軸端采用間隙密封?？偨Y(jié)機械設(shè)計是機電類專業(yè)的主要課程之一，它要求我們能結(jié)合課本的學(xué)習(xí)，綜合運用所學(xué)的基礎(chǔ)和技術(shù)知識，聯(lián)系生產(chǎn)實際和機器的具體工作條件，去設(shè)計合用的零部件及簡單的機械，起到從基礎(chǔ)課程到專業(yè)課程承先啟后的橋梁作用，有對機械設(shè)計工作者進行基礎(chǔ)素質(zhì)培養(yǎng)的啟蒙作用。 機械設(shè)計課程設(shè)計的過程是艱辛而又充滿樂趣的，在這短暫的二個星期里，我們不僅對機械的設(shè)計的基本過程有了一個初步的認識和了解，即初步接觸到了一個真機器的計算和結(jié)構(gòu)的設(shè)計，也