二级圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计说明书设计题目：双级圆柱齿轮减速器设计者：学号：指导老师：学院:机械科学与工程学院班级:-1-目录一、传动方案选择………………………………………………………2二、电动机选择…………………………………………………………3三、总传动计算比及各级的传动比分配………………………………4四、传动装置的运动和动力参数………………………………………5五、链传动设计................................................................................6六、斜齿圆柱传动设计及校核...........................................................8七、轴的机构设计及校核………………………………………………17八、滚动轴承的选择及校核……………………………………………29九、联轴器的选择及校核………………………………………………35十、键的选择及校核……………………………………………………36十一、润滑与密封…………………………………………………………37十二、箱体的结构设计……………………………………………………38十三、设计小结……………………………………………………………40十四、参考文献………………………………………………………………41-2-设计计算及说明结果-3-一、传动方案选择机械设计课程设计题目：设计带式运输机装置中的双级圆柱齿轮减速器设计数据：带的最大拉力F=5200牛；带的工作速度V=0.45米/秒；滚筒直径D=450毫米；传动比允许误差i=4%；生产规模：中小批量生产；工作环境：多尘；载荷特性：轻振；工作期限：8年，2班制。为了确定传动方案，根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为n601000/()6010000.45/(450)min19.10minwrvDr若选用转速为1500r/min或1000r/min的电动机，可估算出传动装置的总传动比为78.53或52.36。根据此传动比及工作机处于多尘工作环境，拟定以下传动方案，如下图所示。该方案尺寸紧凑，而且链传动能适应恶劣环境。带的最大拉力F=5200牛；带的工作速度V=0.45米/秒;传动比允许误差i=4%；减速器加链传动的传动方案设计计算及说明结果-4-二、选择电动机1、电动机类型选择根据电源及工作机工作条件，选用Y型三相交流异步电动机。2、电动机功率的选择1）、工作机所需功率52000.45/10002.341000wpFvkwkW2）、电动机输出功率为dpwdpP传动装置的总效率22512345式中1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、开始滚子链传动、滚筒的效率。查《机械设计课程设计》表2-2得：1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.92。5=0.96，则传动总效率为22512345=2250.990.970.990.920.960.7745故wdpP=2.343.0210.7745kwkw根据电动机输出功率3.021dpkW，查表选择电动机的额定功率4edpkw3）、电动机转速的选择选择常用的同步转速为1500r/min或1000r/min两种。根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为Y1121M-4和Y132M1-6。两种电动机的数据和总传动比下表所示。2.34wpkW0.77453.021dpkW4edpkw设计计算及说明结果-5-方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1Y1121M-44.01500144078.532Y132M1-64.0100096052.36由上表可知，方案1中虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号Y132M1-6。查表知，该电动机的中心高H=132mm，轴外伸轴径为38mm，轴外伸长度为80mm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置总传动比52.36mwnin2、分配各级传动比取链传动的传动比为3vi，则两级减速器的总传动比为52.3617.453i齿轮设两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为1i，低速级齿轮传动比为2i，则：11.3i1.317.454.763i21/3.664iii电动机型号为Y132M1-6。H=132mmD=38mmE=80mm52.36i17.45i齿轮1234.7633.6643iii设计计算及说明结果-6-四、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴转速分别为：1960/minmnnr121960/min201.55/min4.763nnrri232201.55/min55.01/min3.664nnrri4355.01/minnnr2、各轴输入功率11212332234331(3.0210.99)2.991(2.9910.970.99)2.872(2.8720.970.99)2.758(2.7580.990.99)2.703dppkwkWppkwkWppkwkWppkwkW3、各轴转矩1112.9919550955029.754960PTNmNmn2222.87295509550136.083201.55PTNmNmn3332.75895509550478.80255.01PTNmNmn4442.70395509550469.25455.01PTNmNmn1960/minnr2201.55/minnr355.01/minnr455.01/minnr12.991pkW22.872pkW32.758pkW42.703pkW129.754TNm2136.083TNm3478.802TNm4469.254TNm设计计算及说明结果-7-4、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示：轴号1234转速r/min960201.5555.0155.01功率kW2.9912.8722.7582.703转矩Nm29.754136.083478.802469.254五、链传动设计已知:主动轮的输入功率为P=2.703kW，主动轮转速为1n55.01/minr，传动比i=3，从动轮转速为2n18.34/minr，载荷有轻微震动，链传动中心距不小于500mm，中心距可调。（1）选择链轮齿数121325375120zz传动比i=由《机械设计》表5-14取小链轮齿数z大链轮齿数，合适（2）确定计算功率取AK1.3，则P1.32.7033.514cAKPkwkw（3）初定中心距0a，取定链节数pL0a=（30~50）p，取0a=40p故2012210222pazzzzpLpa223025757525()2230PPPP112.11取pL=114节小链轮齿数125z大链轮齿数2z75链节数为114设计计算及说明结果-8-（1）确定链节距p查表知，0K1.34;1.041.73.514kwK1.341.041.7ZLpcZLpKKPKK;选双排链，则所需传递的额定功率P1.48kw由图5-15选滚子链型号为16A，链节距p=25.4mm.（2）确定链长和中心距链长L=/100011425.4/10002.90pLpmm中心距22121221a84222ppzzzzzzpLL2225.42575100752511411484222786.84mm中心距a550mm，符合设计要求。中心距的调整量一般应大于2p，即2225.450.8apmmmm则实际中心距'(786.5450.8)736.04aaammmm（3）静强度校核链速1155.01*25*25.4/0.582/6000060000nzpvmsms因链速为v0.6m/s的低速链传动，其失效形式主要是链条受静力拉断，故应进行静强度校核。工作拉力10001000*2.7034644.30.582pFNNv滚子链型号为16A，链节距25.4mm链长2.9mm中心距786.84mm实际中心距736.04mm-9-查表知，单排链的极限拉伸载荷Q=55600N静强度安全系数2*5560018481.3*4644.3AnQSKF故静强度符合要求。（4）选择润滑方式根据链速v=0.582m/s，链节距p=25.4mm。查图知，该链传动应该选择滴油润滑。设计结果：滚子链型号16A-2x114GB124.3-83，链轮齿数Z1=25，Z2=75，中心距'a=736.04mm六、斜齿圆柱齿轮传动设计(一)高速级齿轮设计1.使用条件分析传递功率1P2.991kW主动轮转速1960/minnr齿数比u=4.4.763工作条件单向运转，轻震，每天工作16小时转矩6612.9919.55*10*9.55*10*.29754.2.960PTNmmNmmn属于中速、轻载，重要性和可靠性要求一般的齿轮传动2.选择齿轮材料及热处理方式（1）选用软齿面齿轮传动（2）小齿轮：钢40Cr，调质处理，硬度为241~286HBS；大齿轮：45号钢，调质处理，硬度为230~255HBS；设计计算及说明结果-10-3.计算许用应力（1）确定极限应力limlimHF和齿面硬度：小齿轮按260HBS，大齿轮按230HBS。根据《机械设计》图3-16和3-17查得lim1615HMPa，lim2580HMPa；lim1254FMPa，lim2220FMPa。（2）计算应力循环次数N，确定寿命系数,NNZY81160601960(830016)22.1210Nant881222.12*104.64104.763NNu查得12121,1NNNNZZYY（3）计算许用应力由表3-4取iS1Hmn，minS1.4F则有1lim11min615*1[]6151HNHPaaHZMPMPS2lim22min580*1[]5801HNHPaaHZMPMPS1lim11min254*2*1[]362.861.4FSTNFPaaFYYMPMPS2lim22min220*2*1[]314.291.4FSTNFPaFYYMPMPS4.初定齿轮的基本参数选择齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，8级精度；初选参数为12130z2130*4.763142.9,143zzu圆整为120xx边位系数lim1615HMPalim2580HMPalim1254FMPalim2220FMPa接触强度计算寿命系数：121NNZZ弯曲强度计算寿命系数：121NNYY1[]HP615MPa2[]HP580MPa1[]FP=362.9MPa2[]FP=314.3MPa130z2z143设计计算及说明结果-11-0.9d齿宽系数5.初算齿轮的主要尺寸由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。确定系数：11.051.131.2K==1*1.05*1.13*1.21.780AvAvKKKKKKKK因电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，故取；齿轮转速不高，取；因非对称布置，轴的刚度较小，取，；故；o2.45;189.8;0.8Z=coscos1