机械设计课程设计说明书(二级斜齿圆柱齿轮减速器设计)

1机械设计课程设计计算说明书目录一、传动方案分析..........................................5二、电动机的选择..........................................5三、传动比的分配.........................................6四、V带传动的设计计算..................................8五、斜齿圆柱齿轮的设计计算..............................11六、轴的设计与校核计算以及联轴器的选择................21七、轴承的选择与计算.....................................31八、键的计算校核..........................................32九、减速器的润滑及密封选择.............................32十、减速器的附件选择及说明..............................32十一、参考文献.............................................342传动装置总体设计计算过程及计算说明设计一带输送机传动装置工作条件：连续单向运转，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，单班制工作，输送机的传动效率为0.97。（第4组数据）原始数据：输送带从动轴所需扭矩mNT850；输送带的运行速度smv/45.1；输送带滚筒直径mmD410。一、传动方案分析为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴滚筒的转速nwmin/58.67100060radDvnw二、电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择：根据用途选择Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2、功率的确定：⑴工作机所需功率wP：)9550/(因为mNT850；min/58.67radnw；97.0w，把数据带入式子中，所以kwPw0.6)97.09550/(67.58850⑵传动装置的总效率η：V带传动效率69.01，滚动球轴承效率99.02，斜齿圆柱齿轮效率（7级精度）98.03，联轴器效率97.04，平带效率79.05。385.097.097.098.00.9996.0234233215⑶所需电动机的功率dP：kwPPwd1.7/⑷电动机额定功率mP：按mP≥dP选取电动机型号。故选kWPm7.5的电动机3、电动机转速的确定：计算工作机轴工作转速：按《机械设计课程设计》（高等教育出版社，该书以下简称设计手册）的推荐的传动比范围，取V带传动比范围为2~4，展开式二级圆柱齿轮减速器160~1621iii则总传动比范围为i=16~160。故电动机转速的可选范围为min/8.10812~28.108158.67)160~16(rinnw符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min。4、电动机型号的确定由上可见，电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min，额定功率为7.5kW。因为1500r/min的电动机较常用，且较符合工况要求，因此查机械设计课程设计表8—53（P207）选择电动机型号为Y132M-4。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速mn(r/min)额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩Y132M-47.514402.22.2三、传动比的分配电动机工作功率mP=7.5KW转速mn=1440r/min选择Y132M-4三相异步电动机4计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：21.3167.58/1440/wmnni2、分配各级传动比:设V带的传动比为vi，高速级斜齿轮传动比为Fi，低速级斜齿轮传动比为Si。取V带传动比2.5vi，则两级减速箱的传动比为：5.8/vziii，SFziii，zFii3.1由上述各式可解得：Fi=3.33，56.2Si3、各轴的转速n（r/min）①电机轴的转速dn:min/1440rnnmd②高速轴的转速1n：min/5765.2/1440/1rinnVd③中速轴的转速2n：min/97.17233.3/576/12rinnF④低速轴的转速3n：min/57.6756.2/97.172/23rinnS⑤工作轴的转速4n：4n=3nmin/57.67r4、各轴的输入功率P（kW）①电机轴的输入功率dP：kWP5.7d②高速轴的输入功率1P：kWPPd82.696.05.711③中速轴的输入功率2P：kWPP62.698.099.06.823212④低速轴的输入功率3P:kWPP6.4298.099.06.623223⑥工作轴的输入功率：33.3Fi56.2Si5kWPP6.2997.099.06.4224345、各轴的输入扭矩T（N·m）①电机轴的输入功率dT:mNnPTddd73.4914405.795509550②高速轴的输入转矩1T:mNnPT8.11257682.695509550111③中速轴的输入转矩2T:mNnPT11.36897.17262.695509550222④低速轴的输入转矩3T:mNnPT37.94257.6742.695509550333⑤工作轴的输入转矩4T:mNnPT94.32957.676.2995509550444dT、1T、2T、3T、4T依次为电动机轴，高速轴，中速轴，低速轴和工作机轴的输入转矩。参数轴名电动机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ工作机轴功率P/kW7.56.826.626.426.29转矩T/N.m49.73112.8368.11942.37932.94转速r/min1440576172.9767.5767.57四、V带传动的设计计算1,确定计算功率PcaPca=KA×P由表13-8（P218,《机械设计》第五版高等教育出版社,该书以下简称课本）可知：KA=1.1由电动机选型可知:P=7.5kw∴kWpKpAca8.257.51.162,选择V带的带型根据传动的形式，选用普通V带；再根据Pca、n1，由课本p.157图8-11知：确定选用A型V带。3,确定带轮的基准直径dd并验算带速v。(1)初选小带轮的基准直径dd1。由课本p.155~157表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm。(2)验算带速v。按课本p.150式8-13验算带的速度smndvd78.610006014409010006011因为smvsm305，所以所选的带速合适。(3)确定大带轮的基准直径。根据课本p.150式8-15a，计算大带轮的基准直径dd2。mmmmdiddvd225905.212根据课本p.157表8-9，圆整为mmdd2502(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld。1)根据课本p.152式8-20，得)(2)(7.021210ddddddadd)25090(2)25090(7.00a故得，6802380a初步定中心距为：mma50002)由课本p.158式8-22计算带所需的基准长度。0204)()(2212210addddaLdddddmm6.15465004)90250()25090(250022由课本p.146表8-2选带的基准长度Ld=1550mm。3)按课本p.158式8-23计算实际中心距a。mmLLaadd7.50126.15461550500200根据课本p.158式8-24可得中心距的可变化范围为：dd1=90mmsmv/78.6mmdd2502mma5000Ld=1550mm7mmLaad75.4771550015.0501015.0minmmLaad5.547155003.050103.0max所以中心距的变化范围为：477.75mm~547.5mm。(5)验算小带轮上的包角α1adddd0013.57)(180120000901515013.57)90250(180(6)计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和nd1=1440r/min，查课本p.152表8-4a得kWp07.10根据min14401rnd，5.2vi和A型带，查课本p.153表8-4b得kWp17.00，查课本p.155表8-5可以得92.0K，查课本p.146表8-2得98.0LK，于是得，98.092.0)17.007.1()(00LrKKpppkW117.12)计算V带的根数Z38.7117.125.8rcappZ，所以Z取8根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由课本p.149表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m所以由课本p.158式8-27得，2min0)5.2(500)(qvZvKpKFcaN789.13678.61.078.6892.035.8)92.05.2(5002应使带的实际初拉力min00)(FF(8)计算压轴力Fp由课本p.159式8-28可得压轴力的最小值为：2sin)(2)(1min0minFZFpmma50101151NF789.136)(min08N91.21182151sin789.136820五、斜齿圆柱齿轮的设计计算1、高速级已知输入功率kWP82.61，齿数比为3.33，小齿轮的转速为576r/min，由电动机驱动，使用期为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。3）因传递功率不大转速不高，由课本p191表10-1选择小齿轮材料为45（调质后表面淬火），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数241z，大齿轮92.792433.32z，取80。5）选取螺旋角。初选螺旋角141（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即321112HEHdtZZuuKTd,其中33.3uiF1）小齿轮转矩mmNT11280012）试取载荷系数3.1tK3）由课本p217图10-30选取区域系数433.2HZ4)由课本p201表10-6查得材料弹性影响系数218.189MPaZE5）由课本p205表10-7选取齿宽系数1d6）由课本p215图10-26查得79.01，89.02，NFp91.2118mmNT11280013.1tK433.2HZ218.189MPaZE1d9则68.1217)由课本p209图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳极限lim2550HMPa8）计算应力循环次数8111029.8103008115766060hjLnN88121049.233.3/1029.8/uNN9）由课本p208图10-19查得接触疲劳寿命系数96.01HNK98.02HNK10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则MPaSKHNH57660096.0/1lim11MPaSKHNH5395