二级圆柱齿轮减速器装配图.docx

（机械设计基础课程设计设计说明书课程设计题目带式输送机传动装置设计者李林班级机制131班学号9指导老师周玉时间20133年1172月书目一、课程设计前提条件3二、课程设计任务要求3三、传动方案的拟定3四、方案分析选择3五、确立设计课题4六、电动机的选择5七、传动装置的运动和动力参数计算6八、高速级齿轮传动计算8九、低速级齿轮传动计算13十、齿轮传动参数表18十一、轴的结构设计19十二、轴的校核计算20十三、滚动轴承的选择及计算24十四、键联接选择及校核25十五、联轴器的选择及校核26十六、减速器附件的选择27十七、洞滑及密封30十八、设计小结3131十九、参考资料一 .课程设计前提条件：1 .输送带牵引力F（KN）:2,8输送带速度V（m/S）:1.4输送带滚筒口径（mm）：3502-滚筒效率：1=0.94（包括滚筒及轴承的效率榻失3 工作状况:运用期限12年，两班制（好年按300天计算），单向运转,转速误差不得超过±5%.我荷平检；4 .工作环境：运给谷物,连续单向运转,我荷平稳,空载起动,室内常器,灰尘较大.5 .检修间隔期:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修:6 制造条件及生产批量：:一般机械厂制造，小批法生产。二 .课程设计任务要求1 .用CAD设计一张减速器装配图（AO或A1.并打印出来.2 .轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图.3 .一份课程设计说明书（电子版）。三 .传动方案的拟定四.方案分析选择由于方案（4中锥齿轮加工困难，方案（3）中联杆传动效率较低，都不予考虑；方案、方案都为二级圆柱齿轮减速器,结构简洁,应用广泛，初选这两种方案方案（1）为二级同轴式圆柱齿轮战速器，此方案结构紧凑，节约材料，但由于此方案中输入轴和输出轴悬置，简洁使悬入轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳,若运用斜齿轮则指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向）i同向，加大了轴的弯曲应变，假如径向力大的话也将影响出轮传动的平稔性;方案（2）为二级绽开式IMI柱齿轮减速器，此方案较方案结构松散,但较前方案无她臂轴，则哂合史平稔，着运用舒齿轮会由F输入轴和输出轴分布在中间轴两边使得一级输入齿轮和二级输出齿轮对中间轴的径向力反向，从而能抵消大部分径向力，使传动更牢集.所以,擦合考虑各种条件,从受我方式优劣上考虑,这里选择方案（2）.五.确立设计课题设计课题：设计带式运输机传动装置（简图如下）1 一电动机2联轴器3一二级圆柱齿轮减速器4-联轴器5一卷筒6一运输带原始数据:数据编号Si方案6运输带工作拉力F/N2800运输带工作速度v（ms）1.4卷筒直径D11m350六.电动机的选獐I。已知数据：运输带工作拉力F/N2800.运输带工作速度丫/（ms）1.4.卷筒在径D/mm350.2。选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构,电压380V,外传动机构为联轴器传动，减速器为二级同轴式圆柱齿轮喊速器。这个方案的优缺点有：优点：曜时传动比恒定、工作平稳、传动精确牢靠,径向尺寸小,结构紧凑，重量轻，节的材料。轴向尺寸大,要求两级传动中心距相同.减速器横向尺寸较小，两个大齿轮浸油深度可以大致相同.缺点：但减速器轴向尺寸及重量较大：商级齿轮的承载实力不能充分利用；中间轴承润滑困难：中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端.我制了传动布置的救费性。原动机部分为丫系列三相沟通异步电动机.忠体来讲，该传动方案潮意工作机的性能要求，适应工作条件、工作牢靠，此外还结构简洁、尺寸紧凑、成本低传动效率高。3。确定卷筒轴所需功率PW按下试计算（参考课本笫8页表2.4）其中Fw=2800NV=I.Ws工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率.=0.94取,v代入上试存H=Tn=4117kw电动机的输出功率功率P。按下式此式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率,且叁考表2.4滚动轴承效率，=0.99：联轴器传动效率，=0.99：齿轮传动效率=0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.9】所以电动机所需工作功率为458kw因载荷平稳,电动机核J定功率PW只须要稍大于P。即可。按表20.1和表20.2中数据可选择Y系列电动机,选电动机的额定功率P为5.Okw.4.确定电动机转速按表20.5举荐的传动比合理范围.两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比4=9-25而工作机卷简轴的转速为6×1O41Z,4=户=76O433rmin7D所以电动机转速的可选范围为11d=mu=(925)X76O433rmin=687.871910°75rmin符合这一范围的同步转速有750%曲】和100Or/nin两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凄，瑜定选用同步转速为100O,1,ni,n的丫系列电动机Y132S.其满我转速为".二960rmin.电动机的安装结构形式以及其中心高，外形尺寸.轴的尺寸等都在表中也。七.计算传动装置的总传动比改并安排传动比1。总传动比&为&=江=1910.75/76.43=252。安排传动比I,1.1.考虑洞滑条件等因素.初定星运场口动力每数3.计算传动装1.各轴的转速1910o75rminII轴III轴卷筒轴I轴4 .各轴的输入功率Pi=P,X"=2.32×0.99=2.30kwp11=2.300.99X0.98=2.23kwIII轴Pm=PuxXrJ=2.23X0.99×0.98=2.16kw卷筒轴P=pn××=2.16×0.99X0.99=2.12kw5 .各轴的输入转矩P230T1=9550Xa='X9550=23.94N，11H1960P223T=955OX口=x9550=103.60MmII轴III轴工作轴1111205.57T111=955()x区=2地X9550=36O.25N1/I11157.26T=955()x=×9550=353.58/Vm1T1.57.26P23。T=9550-=9550=22.98Nm电动机轴1,小皈)将上述计算结果汇总及下表，以备查用.项目电动机I轴口轴In轴工作轴转速(rmin)1910.751910.75316.8776,5376.53功率P(IW)2.322.302。232.162.12转矩T(Nn1.)229823»94103.60360.25353.58传动比i14.673.571效率0.99O0970.970.93A.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 .按简图所示的传动方案.选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2 .运输机为1.股工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3 .材料选择.由机械设计,选择小齿轮材料为40Gr（调质）.硬度为280HBS,大齿轮为45钢（调质），段度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS.4。选小齿轮齿数z=21,则大齿轮齿数Z2=iz=21x4.67=98.07取1）。按齿轮面接触强度设计1.设计准则：先由齿面接触疾意强度计算，再按齿根弯曲疲惫强度校核。2»按齿面接触使惫强度设计，即心2闻管.争脩）21）«确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数=1.32。计算小齿轮传递的转矩7>0=2.382。江，13。按软齿面齿轮非对称安装,由机械设计选取齿宽系数d=1.1,（由机械设计表查存材料的弹性影响系数ZE=I89.8"MA1.5。由机械设计按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限%皿=6MP"；大齿轮的接触疲惫强度极限叫m2=55OMP46。计算应力循环次数/V1.=6O11Ift=6O×96O×1×365×2×8×IO=3.364×IO97 .机械设计图取接触疲惫寿命系数KHM=O叫=0958 .计算接触疲惫许用应力取平安系数S=Iw1=KyH_O（X）X6t1.0MPa_54（）MpaJ=W=O.95×55OPa=522.5MPaS2>设计计算1 .试算小齿轮分度圆直径4,代入中较小的值.d.2.32也四-=39.563'10包2.计算圆周速度1.欣/×39.563×960V=60×100060×1000=1.988?/S计算齿宽bb=dd,=1.x39.563/nw=39.563计算齿宽及齿高之比b/h模数in=&t=更至nyH=1.884m'Z.21齿高h=2.25fjji=2.25×1.884”=4.24/?»?3。计算载荷系数K查表得运用系数KA=1.°；依据X1.988”?/，由图得动我系数Kv=1.K）直齿轮KHjKFa=1；由表查的运用系数KA=I查表用插值法得7级精度查机械设计基础,小齿轮相对支承非对称布置KU1.1.417由bh=9。331KW=1.417由图得右.=134故我有系数K=K阳KH“K”=IX1.IoX1.X1.417=1.5594o校正分度圆直径4亩&机械设计基#"4=4NkfK,=39.563×V1.559Z1.3w=43325，"”5.计算齿轮传动的几何尺寸1,计算模数zzz1=djz=43.325/21=2.063""2.按齿根弯曲强度设计，公式为D。确定公式内的各参数值1.由机械设计图查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限S,=580MR7；大齿轮的弯曲强度极限°小=380MR，；2«由机械设计图取弯曲疲惫寿命系数KM=°88.KfN2=°%工计算弯曲技惫许用应力；取弯曲疲惫平安系数S=Io4,应力修正系数j=20,得tt=也您:巴理=5000.88/1.4=314.29MPaSf,=FgY?"fez=380x0.92/1.4=247.7MPaS4。计算我荷系数KK=KKvKfvKfp=1×1.10×1×1.34=1.4745,有取齿形系数丫2和应力修正系数1.由机械设计表查得%=2.76：y”=2.18；1.=I.56：&=1.796。计算大、小齿轮的并加以比较；大齿轮大7.设计计算叫之2×1.747X2.381×104VMVX0.016337"=1.358对比计算结果，由齿轮面接触疲惫强度计算的模数町大千由齿根弯曲疲惫强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载实力,而齿面接触疲惫强度所确定的承载实力，仅及齿轮直径（即模数及齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆