二級減速器課程設計

課程設計設計題目：帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器系別機械工程系學生姓名丁昊班級機械本102學號指導教師王天煜，郭維城職稱教授起止日期：12年12月29日起——至13年1月17日止1目錄《機械設計》課程設計任務書..............................................................................2一、傳動裝置的總體設計.....................................................................................51傳動裝置的總傳動比及分配..............................................................................82計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)........................................................................8二`帶傳動設計.................................................................................................10三、齒輪的設計................................................................................................13四.軸的設計計算及校核....................................................................................27五軸承的壽命計算...........................................................................................37六鍵連接的校核...............................................................................................37七潤滑及密封類型選擇....................................................................................38八減速器附件設計...........................................................................................39九.主要尺寸及數(shù)據(jù)..........................................................................................40十.設計完成后的各參數(shù)...................................................................................42十一.參考文獻.................................................................................................43十二.心得體會.................................................................................................44209一、設計題目設計用于帶式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器二、原始數(shù)據(jù)(E6)T運輸機工作軸轉矩=850Nmv運輸帶工作速度=1.45m/s卷筒直徑三、工作條件四、應完成的任務1、減速器裝配圖一張（A0圖或CAD圖）2、零件圖兩張（A2圖或CAD圖）五、設計時間2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；2、設計計算說明書字體端正，計算層次分明。七、設計說明書主要內(nèi)容1、內(nèi)容（1）目錄（標題及頁次）；（2）設計任務書；（3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）；（4）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數(shù)）；（6）軸的設計計算及校核；（7）箱體設計及說明（8）鍵聯(lián)接的選擇和計算；（9）滾動軸承的選擇和計算；（10）聯(lián)軸器的選擇；（11）潤滑和密封的選擇；（12）減速器附件的選擇及說明；4（13）設計小結；（14）參考資料（資料的編號[]及書名、、出版單位、出版年月）；2、要求和注意事項必須用鋼筆工整的書寫在規(guī)定格式的設計計算說明書上，要求計算正確，論述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。本次課程設計說明書要求字數(shù)不少于6-8千字（或30頁），要裝訂成冊。沈陽工程學院機制教研室一、傳動裝置的總體設計1Yn工作機有效功率P=T根據(jù)任wmV=1.45工作機卷筒的sn=(60*1000*v)/3.14*D=67.58r/min。則有：P=（T*n）w/9550=850*67.58/9550=6.01kw.54212345式中，，，，分別為12345P=7.5KWd12=0.97，=0.99，=0.96，345則有：=0.825P==6.01=7.28KWPwd0.825取P=7.5KWd6按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=8~40和帶的傳動比I=2~4，則系統(tǒng)的傳動比帶范圍應為：I=I=（8~40）i齒所以電動機轉速的可選范圍為n=I=（16~160）ndw符合這一范圍的同步轉速有1000r/min,1500r/min和41440r/min,額定功率為7.5KW。72傳動裝置的總傳動比及分配結果1440ndimw67.58na因為I=ii已知帶傳動比的合a=3理范圍為2~4。故取V帶的傳動i01i分配減ia齒i01級傳動比3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)n=1440n數(shù)0n=n電動機軸01i3帶n=n12中間軸n4n=n152.38低速軸2r3i23n卷3P=P=7.28KWP7.28KW=0d0P=PPP7.280.966.991001P=PP6.990.972P11232=6.71KWP38PP6.710.993223=6.44KW2223P4T=9550P=9550d0n14400T48.280T=P9.55n11061511T4.2110N1.3910Nmm552T9.1221053T=P9.55106Nmm22n25pT3n33卷軸名96.998軸二`結果1據(jù)[2]表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1。故A有：P=KPcaAca2據(jù)P和n有[2]圖8-11選用A帶ca型3（1）初選小帶輪的基準直徑d有[2]d=90mmd1d1表8-6和8-8，取小帶輪直徑ms10i=3.11帶驗算帶速，有：d1=6.78m3）計算大帶輪基準直徑d取d390270mmd1帶=280mmdd2新的傳動比i=280=3.1190a=500mm(1)[2]式8-20初定中心距0a=500mm=1599mm0L(2)計算帶所需的基準長度a=500mm2=476mmL2a(dd)a0min20a(28090)242(28090)L=1599mmd由[2]表8-2選帶的基準長度L=1600mmd（3）計算實際中心距=499.5≈aad0500(/2d2011500中心局變動范圍：aaa548mm5角a（1）計算單根V帶的額定功率Prn1440r/min0據(jù)n=1440，i=3和A型帶，查r00L于是：r00LZr12故取7根。由[2]表8-3得A型帶的單位長質量m2ca500=135NF）應使實際拉力F大于（F）000m8壓軸力的最小值為：p=1855N（F）=2（F）minp0mFsin=27135sin15°/2p2min=1855N三、齒輪的設計1高速級齒輪設計結果1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—1388）3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS；1得2212按公式：KTu1Z()2Ht3ud1）確定公式中各數(shù)值1）試選K。t2[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。d3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：T=1.39N。10mm14[2]表10-6查的材料的彈性E5[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極14限=580MP；大齒輪的接Hlim1觸疲勞強度極限=560MP。6[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.95；HN1[7）計算接觸疲勞許用應力。H取失效概率為1，安全系數(shù)00[H[]=KH1S[]=KH2SdtHt1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得：t1.31.39104.2189.85()23t1=70.5mm2)計算圓周速度。tdnt1601000v=vm/s=1.7715dt4）計算模數(shù)與齒高dtzt1t5)計算齒寬與齒高之比bhb70.5h6.476）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)K=1.25，據(jù)AsvK=1.46[2]圖10-1310-3查得K=K=1故載荷系數(shù)：K=KKKKAv=1.11.2511.46=2.017)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：70.581.78mm31t3t168）計算模數(shù)mnKKd1m=1nnZ13.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：?3nZ2d1FK=KKKK=1.1AV3）查取應力校正系數(shù)由[2]表10-5查得Y=1.58，14）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒FE16）計算彎曲疲勞許用應力17[]K=212MpFS1.4K0.95310=210MPFS1.4YYFaSa]F加以比較=0.01871F2d1d2m=2.64對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=3mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有：B1B2=27.26=131Z3.2=89.6iZ282118z2mm1122a122d1B=90mmB=85mm123moz1z2i2d2hm*d11a*2a19d**f11add2(hc)m**2a1222、低速齒輪的設計結果11）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—88）3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為（調質）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS；4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪1i221220按公式：d2.32KTu1Z)2Ht3ud1）確定公式中各數(shù)值td3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：T524[2]表10-6查的材料的彈性E5[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。6[2]圖10-19取接觸疲勞壽7）計算接觸疲勞許用應力。H1取失效概率為1，安全系數(shù)00S=1，有H221K[]HSMPd1tKHMPHtd，由計算公式可得：td2.32t5t231mm2)計算圓周速度。=0.77m/s3）計算齒寬bb==197.12=97.12mmddt4）計算模數(shù)與齒高dtzt122齒高h=2.25=2.25mtb5)計算齒寬與齒高之比h97.12=10.666）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)K=1.25，據(jù)AsvK=1.46[2]圖10-1310-3查得K=K=1故載荷系數(shù)：K=KKKKvA7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：d=d=97.121t3t=118mm38）計算模數(shù)mndm=4.91mm1nZ1233.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：m?n3Z2d1FAV=1.453）查取應力校正系數(shù)由[2]表10-5查得Y=1.58，14）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒6）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有：24=223.9Mp=214.8M1FKFS1.4PF加以比較F2經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算5對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=4mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有：B1dZ=B112取Z=29，則1Z29=65.54取=65ziZ221新的傳動比i652.242923254.幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d411d422a(2965)4188mm12223）計算齒輪寬度bdd1B=100mmB=95mm12m2i2d11add2hm*a22d**f11add2(hc)m**f22az)122BB266.軸的設計計算及校核1、高速軸的設計結果T=3310N1td1F=Frt壓軸力F=1855NN現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸初步確定軸的最的材料為45鋼，調質處理據(jù)[2]表dd=AP1m03n1因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-15%故d=31.05mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查[4]P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取2776mm。（1）擬定軸上零件的裝配方案dd40mm（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各l46mm1I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。d52d2II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及l(fā)ⅥⅦⅥⅢll其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=139mm，ⅣⅤ=12mm4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mmⅦⅧ（3）軸上零件的周向定位齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查53H7，同樣齒輪與軸的連接用平鍵n6渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考[2]表15-2取軸端倒角為292`中間軸。設計內(nèi)容1.求軸上由前面的計算得P=6.71KW，1的功率，n=152.38，T=4.2N105r1130現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸初步確小直徑15-3，取A=110，于是得：0d=AP6.7138.8mm152.382m03n2右端用套筒與齒輪定位，套筒長度（1）擬定軸上零件的裝配方案通軸的結構設計過分析比較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）II-III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為85mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此l=79mm軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取d=68mml=79mmd=68mm。l=20mm2）III-IV段為大小齒輪的軸向d=80mm定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l=20mmd=80mm。位，取套筒長度為24mm則l=48mmd=50mm3）軸上零件的周向定位兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查53定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸323III33634作用T而F7015N=3td4F=F7015rt=110，于是0定軸得：的最Tcad=AP50.3mm=11856000N*mm303n67.43d=50mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.則：TcaA3A33TKT1.39.12101185600NmmA35按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件器。其公稱轉矩為1600000N。半聯(lián)軸器孔徑d=50mm，故取d=50mm半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度1較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長d=55mm度l=21mm1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制d=65mm出一軸肩故II-III段的直徑d=52mm；左端聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為102mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm.d=71mml=12mmd=63mm12II-III段是固定軸承的軸承端蓋l=111mme=12mm。據(jù)d=52mm和方便拆裝可取d=70mml=95mm。ⅦⅧl=48mm3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸l=21mm由于右邊是軸肩定位，d=65mm，l=98mm，d=71mm，l=12mm。4）取安裝齒輪段軸徑為d=63mm，已知d=70mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[5]P表4-1查得平鍵截面選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為H7，同樣齒k6輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸圓覺角見圖。5.求先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖F=794NNH1M=H的載現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值荷HV如下：M=384032NV35F=794NNH1F=2182NNV1M=408667N1T=9.121M=384032NVM==408667N52211合成出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)[2]式15-5應力及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力校核22軸的13W強度225=13.4MP前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由[2]表15-1，故安全。[][]=60Mp，117.74619Lh'hh符合要求已知(h74619>24000hIII查表4-5-72得許用擠壓應力為]pa3711775010p9apa故此鍵能安全工作。ⅥⅦ段與鍵槽接觸疲勞強度lLb1002278mm86.1MP[]110MP14788010p9apa9．1齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上式的兩個軸承采用潤滑。21.軸伸出端的密封軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2.箱體結合面的密封箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3.軸承箱體內(nèi)，外側的密封（1）軸承箱體內(nèi)側采用擋油環(huán)密封。（2）軸承箱體外側采用毛氈圈密38封1觀察孔用來檢查傳動零件的嚙觀察孔蓋的尺寸分別為140120和2計油面指示裝置采用油標指示。通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表[6]表15-6選型通氣帽。394放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜出吊環(huán)用于吊起箱蓋。6為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。箱體尺寸：=10mm=8mm1箱體壁厚=10mmb=15mmb=12mm箱蓋壁厚=8mm11b=25mm箱座凸緣厚度b=15mm2d=19mmf箱蓋凸緣厚度b=12mmn=4140d=M16箱座低凸緣厚度b=25mm12d=M12地腳螺栓直徑d=19mm2fl=150mm地腳螺栓數(shù)目n=4d=M103軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d=M16d=M814機座與機蓋聯(lián)接螺栓直徑21聯(lián)接螺栓d的間距l(xiāng)=150mm22mm，18mm2c=28mm32，16mm窺視孔蓋螺釘直徑d=M84定位銷直徑d=10mm1L=70mm1d,d,d至外箱壁的距離1=14mmf12c=34mm22mm18mm1=12mm2d，d至凸緣邊緣的距離m=m=7mf2c=28mm16mm1m2軸承旁凸臺半徑R=16mm1凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定外箱壁至軸承座端面距離L=70mm1大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1=14mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=12mm2411軸承端蓋外徑：凸緣式端蓋：D+（5~5