二级减速器机械设计课程设计说明书.docx

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二级减速器机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计说明书

V带——二级圆柱斜齿轮减速器

学院：

专业：

设计者：

学号：

指导教师：

二○一一零年一月二十四日

1、任务书…………….……………………………….2

二、传动方案拟定…………….……………………………….4

三、电动机的选择……………………………………….…….4

四、总传动比的确定及各级传动比分配……………….…7

五、联轴器的选用……………………………………….…….10

六、各级传动的设计计算…………………………………….12

七、轴和键的设计计算…………………………………………32

八、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…41

九、减速器的润滑与密封………..…………………………44

十、减速器箱体结构尺寸………..……………………..……47

十一、减速器的主要附件的选定………..………………….59

十二、课程设计小节………..……………..…………………53

十三、资料索引………..……………..………………………55

一、设计任务书

班级代号：

0112071

学生姓名：

任红旭

指导老师：

张永宇老师

设计日期：

2010年1月24日

1.1设计题目：

铸钢车间型砂传送带传动装置设计

1.2设计任务：

1、减速器装配图（0号）····························1张

2、低速轴工作图（3号）····························1张

3、低速级大齿轮工作图（3号）···················1张

4、减速器装配图草图（0号）······················1张

5、设计计算说明书····································1份

1.3设计时间：

20010年1月5日至20010年1月26日

1.4传动方案：

见附图1.4

1.5设计参数（原始数据）

（1）传送速度V=0.78m/s

（2）鼓轮直径D=330mm

（3）毂轮轴所需扭矩：

T=690N·m

（4）使用年限8年

1.6其它条件：

（1）用于铸钢车间传输带的传动，工作环境通风不良。

（2）双班制工作、使用期限为8年（年工作日260日）。

（3）工作时有轻微震动，单向运转。

（4）用于小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接，齿轮2与齿轮4用腹板式，自由锻。

1-电动机2-V带传动3-展开式两级圆柱齿轮减速器

4-联轴器5-底座6传送带鼓轮7-传送带

图1.1传动方案示意图

任务分析：

1）V带传动需要放在高速级

2）采用闭式软齿面斜齿轮传动

3）结构要求均匀

4）电动机选择：

三相异步电动机

5）齿轮2与齿轮4的齿数应接近，齿轮4比齿轮2齿数多30—40个齿

6）V带传动，大带轮的直径比齿轮4直径大40—60mm

二、传动方案拟定

传动方案简述

本方案采用的传动顺序是从带传动到齿轮传动的减速传动方案。

该方案将传动能力较小的带传动及其他摩擦传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑及匀称。

带传动布置在高速级更有利于体现其传动平稳、缓冲吸振、减小噪音的特点。

同时，为了减小因扭转变动引起的载荷不均现象，该方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方。

综上各原因，从带传动到齿轮传动的减速传动方案是合理的。

三电动机的选择

3.1电动机的类型和结构型式的选择

根据直流电动机需直流电源，结构复杂，价格高且维护不便等原因，一般在实际生产中较普遍采用三相交流电源的电动机。

考虑到粉尘的影响，采用卧式。

选择Y系列鼠笼型三相交流异步电动机。

它效率高、工作可靠、结构简单、维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。

由于启动性能较好。

也适用于某些要求较高起动转矩的机械。

3.2电动机所需的功率及额定功率

设计计算过程：

设计计算及说明

结果

1.工作机所需功率

60×1000V/ЛD=60×1000×0.78/（л.330）=45.165r/min

T.

/9550=690×45.165/9550=3.263Kw

式中：

V--------传送速度，单位m/s，

D--------鼓轮直径，单位mm，

T---------鼓轮轴所需扭矩，单位Nm。

2.由电动机至工作机的总效率

式中：

η带-------带传动的效率

η滚-----滚动轴承的效率

η齿-----齿轮传动的效率

η联-------联轴器的效率

3.电动机所需的输出功率Pd

电动机额定功率Ped

查[2]/P196表20-1

取Ped=4KW

 Pd=3.84KW

 3.3电动机额定转速

式中：

----------电动机转速，单位r/min

----------带轮传动比；

----------高速级齿轮组传动比；

----------低速级齿轮组传动比；

----------工作机的转速，单位r/min

查[2]/P4由[2]表2-1可知i´v=2.25～2.4，i´1×i´2=8～40，

所以nd=712r/min～2900r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、。

当选择转速高的电动机时，极对少的电动机更便宜，而且带传动结构更紧凑，但使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加。

根据以上所述综合考虑，选取nd=1500r/min。

3.4电动机的型号及安装尺寸

根据选定的电动机的类型，结构形式，功率为5.5kw，转速为1500r/min，满载转速1440r/min。

结合Y系列电动机的主要参数，选用Y112M--4型的电动机。

3.5电动机的主要参数

表一、电动机外形尺寸及安装尺寸

电动机型号

尺寸

H

A

B

C

D

E

G

K

AB

Y132S-4

112

190

140

70

28

60

24

12

245

AD

AC

HD

AA

BB

HA

L

F×GD

190

115

265

50

180

15

400

8×7

2外形示意图

四总传动比的确定及各级传动比分配

4.1理论总传动比i´

/

=1440/45.165=31.88

式中：

nw----------电动机的满载转速，单位r/min。

4.2各级传动比的分配及其说明

1.V带理论传动比2.25—2.4初选2.3

2.两级齿轮理论传动比

=31.88/2.6=12.262

式中：

 ----------------高速级齿轮理论传动比；

 ----------------低速级齿轮理论传动比。

3.齿轮传动各级传动比的分配说明

（1）各级传动比应在推荐值内，一发挥其性能，并使结构紧凑。

（2）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。

（3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。

（4）使各级大齿轮直径相近，以使大齿轮有接近的浸油深度，有利于润滑，同时还能使减速器具有较小的轮廓尺寸。

（5）不能使高速级传动比过大，否则会使传动零件与零件之间发生干涉碰撞。

（6）为了有利于浸油润滑，应使两级大齿轮直径相近，这样做也有利于使传动装置外廓尺寸更加紧凑。

应使i1>i2。

因此，根据本方案所采用的展开式两级圆柱斜齿轮传动方式，参考经验值，i1过大又有可能使高速级大齿轮与低速轴相碰。

所以一般在ih=（1.1～1.5）i2中选取，我选取

1.1857

得

3.8

3.2

表二、总传动比及其分配

总传动比i

V带传动传动比i带

齿轮传动传动比（i高×i低）

31.88

2.6

12.262

4．3各轴转速、转矩即输入功率（指专用设计计算）

4．4各轴理论转速

4.5各轴输入功率

4.6各轴理论输入转矩

4.7各轴传动和动力参数汇总表（理论值）

表三、各轴的传递功率、转矩、转速

轴号

P（KW）

T（N.m）

n（r/min）

传动比i

效率η

电机轴

4

26.5

1440

i带2.6

η带

Ι

3.84

38.4

554

i高3.8

η齿η滚

Ⅱ

3.73

244

146

i低3.2

η齿η滚

Ⅲ

3.61

758

45.5

1

η滚η联

鼓轮轴

3.4

714

45.5

五、联轴器的选用

5.1选型说明

由于弹性柱销联轴器的传递转矩的能力大，结构简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸震能力，允许被联接的两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和启动频繁的场合，故选用此类型。

5.2联轴器的型号

由[1]表14-1查得，

要满足

所以选用HL4型弹性柱销联轴器。

图二、联轴器外形示意图

表四、联轴器外形及安装尺寸

型号

公称扭矩（N.m）

许用转速（r/min）

轴孔直径（mm）

HL4

1250

3550

55

轴孔长度（mm）

D（mm）

转动惯量kg.m2

许用补偿量

轴向

径向

角向

84

195

3.4

0.15

0

°30′

5.3传动方案说明

本传动方案如图三所示，主要有以下原因：

首先将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。

同时，带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。

其次，采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。

而且斜齿轮承载能力高，加工只比直齿轮多转一个角度，工艺不复杂。

但由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。

本方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均匀的现象。

综上所述，本方案从任务书所给定的条件设计的方案具有合理性，可行性。

六、各级传动的设计计算

6.1V带传动

6.1.1主要传动参数

已知：

工作条件为双班工作制，载荷平稳，工作机为带式输送，主要参数如下：

电动机功率

  转速 

 ，

（初选带传动比为2.6）

6.1.2设计计算

1.确定计算机功率

查[1]/P156表8-7得工作情况系数

2.选取V带带型

根据

由[1]图5-11/P157确定选用A型V带。

3.确定带轮基准直径

（1）初选小带轮的基准直径为dd1

由[1]/P157由[1]表8-6表8-8选取，

（2）计算大带轮的基准直径

由[1]式（8-15a）计算大带轮的基准直径dd2

 圆整后 

（3）验算带速

所以选取合适

4.由[1]表8-6确定V带的基准长度和传动中心距

由[1]/P146表8-2选带的基准长度

5.验算主动轮上的包角

所以主动轮上包角符合要求。

6.计算V带的根数Z

由

 查[1]/P155 表8-5    

（1）计算单根V带的额定功率Pr

由

  A带 查[1]/P152 153 表8-4a 8-4b

用插值法

得

由

，A带 查[1]/P146 表8-2 得

于是Pr=（Po+△Po）Kα×KL

=（1.3128+0.1692）×0.96448×0.99

=1.482kW

（2）计算V带的根数Z

圆整取Z=4根

7、计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min

查[1]表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m

所以单根V带的初拉力：

（Fo）min=500×Pca×（2.5-Kα）/（Z×V×Kα）+qV2

=500×5.2×（2.5-0.96448）/（0.96448×4×7.536）+0.1×7.5362

=146.283N

应使带的实际初拉力Fo>（Fo）min

8、计算压轴力Fp

（Fp）min=2×Z×（Fo）min×sin（α1/2）

=2×4×146.283×sin（166.12/2）

≈1119.97N

带型

计算功率

Pca

（kw）

基准直径

（mm）

基准长度

Ld

（mm）

中心距

a

（mm）

小轮包角

α1

根数

dd1

dd2

A

5.2

100

260

1600

487.535

162.06o

4

由以上各步设计计算得带传动的：

实际传动比：

iv=dd2/dd1=260/100=2.6

I轴实际转速：

nI=nm/iv=1440/2.6=554r/min

I轴实际转矩：

TI=9.55×106PI/nI

=9.55×106×3.84/554

=66200N•mm

6.2高速级齿轮传动设计计算

1、输入转矩TI=66200N•mm

小齿轮转速nI=554r/min

理论齿数比μ=i´1=3.8

2、选定齿轮类型、精度等级及齿数

（1）、根据设计方案，采用标准斜齿圆柱齿轮

（2）、该减速器用于传送型砂，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。

于是，小齿轮45cr调质处理HBS1=280HBS

大齿轮45钢正火处理HBS2=240HBS

由教课书上P207--209页图10-20和10-21

σHlim1=5552Mpa，σFE1=500Mpa

σHlim2=528Mpa，σFE2=380Mpa

（3）、精度等级为7级

（4）、初选z1=24

得：

z2=z1μ=24×3.8=91.2

圆整取：

z2=92

（5） 、初选螺旋角βt=15o

6.2.2按齿面接触疲劳强度设计

由d1t≥{2·k·T1·（μ+1）·（ZH·ZE/[σH]）2/（φd·μ·εα）}1/3

1、确定公式中各计算数值

（1）初选载荷系数Kt=1.6

（2）由[1]表10-7，取得：

高速级定：

φd=0.81

由[1]表10-6，得：

ZE=189.8（Mpa）1/2

（3）由图10-30，得：

ZH=2.44（αn=20o,βt=10o）

（4）由图10-26得：

εα1=0.77，εα2=0.87

得：

εα1+εα2=1.64

（5）应力循环系数N1=60n1×Lh×j

=60×554╳（8×2×260×8）×1

=1.106×109

得：

N2=N1/μ

=1.106×109/3.8

=2.911×108

（6）由[1]表10-19,查得kHN1=0.92，kHN2=0.96

（7）通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH。

所以由[1]表,取S=1

（8）[σH]1=（kHN1σHlim1）/S

=（0.92×555）/1

=552Mpa

[σH]2=（kHN2σHlim2）/SH

=（0.89×550）/1

=528Mpa

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2

=540Mpa≤1.23[σH]2书上P218

所以取：

[σH]=540Mpa

2、计算

（1）d1t≥{2·kt·T1（μ+1）·（ZH·ZE/[σH]）2/（φd·μ·εα）}1/3

={2×1.6×66200×（3.8+1）×（2.425×189.8）2/（1

×1.64×5402×3.8）}1/3

=49.12mm

（2）齿轮的圆周速度：

V=πd1t×nI/（60×1000）

=1.42m/s

（3）齿宽：

b=φd·d1t=1×49.12=49.12mm

mnt=d1t·cosβt/z1=1.98mm

2mm

齿高：

h=2.25mnt=2.25×2=4.5mm

齿宽齿高之比：

b/h=49.12/4.5=10.92

（4）纵向重合度：

εβ=0.318φd·z1·tgβt

=0.318×0.81×30×tg10o

=1.3625

（5）计算载荷系数k

a．由[1]表10-2查得：

kA=1（有轻微

b.根据V=1.42m/s及齿轮精度为7级

由[1]表10-8,查得：

动载系数kv=1.05

c.假设kAFt/b<100N/mm

由[1]表10-3,查得：

齿间载荷分配系数：

kHα=kFα=1.4

d.由[1]表10-4，齿向载荷分布系数kHβ=1.420

最后得到动载系数：

k=kA·kv·kHα·kHβ

=1×1.05×1.4×1.35

=2

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

d1=d1t×（k/kt）1/3=49.12×（2.1/1.6）1/3=53.78mm

（7）计算模数mn

mn=d1·cosβt/z1=53.78×cos15o/24=2.16mm

由[1]式（10-17）,mn≥{2k·T1·Yβ·（cosβt）2（YFa·YFa/[σF]）/（φd·εα·Z12）}1/3

1.确定公式中各计算数值

（1）计算载荷系数

根据kHα=1.4及b/h=10.92

由[1]图10-13,查得：

kFβ=1.35

得到：

k=kA·kv·kFα·kFα

=1×1.05×1.4×1.35

=2

（2）因为εβ=2.045

由[1]图10-28，查得：

螺旋角影响系数Yβ=0.87

（3）由[1]表10-18，查得：

弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.84,kFN2=0.87

取安全系数SF=1.5

又已知σFE1=500Mpa，σFE2=380Mpa

最终得到：

[σF]1=（kFN1σFE1）/SF

=280Mpa

[σF]2=（kFN2σFE2）/SF

=220.4Mpa

（4）计算当量齿数Zv1，Zv2

由Zv1=Z1/（cosβt）3=24/（cos15o）3=26.63

由Zv2=Z2/（cosβt）3=132/（cos10o）3=102.08

（5）由[1]表10-5中可查得（用插值法得到）：

齿形系数：

YFa1=2.58，YFa2=2.18

应力校正系数：

YSa1=1.598，YSa2=1.79

（6）计算大小齿轮的YFa1YFa1/[σF]，并加以比较

因为YFa1YSa1/[σF]1=0.0147

YFa2YSa2/[σF]2=0.0177

取二者中的大值，得到YFaYFa/[σF]=0.0177

2.mt≥{2k·T1·Yβ·（cosβt）2（YFa·YFa/[σF]）/（φd·εα·Z12）}1/3

={2×2.0×0.87×（cos15o）2×66200×0.0177/（1×1.64×242）}1/3

=1.60mm

由计算结果可知，由齿面接触疲劳强度计算得到的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算得到的法面模数。

故而取mn=2mm（为标准模数），即可满足齿根弯曲强度。

同时为了保证齿面接触强度，就要保证d1≥61.01mm，则需要按d1=61.01mm重新计算应有的齿数。

因为z1=d1cosβt/mn

=（54×cos15o）/2

=26.1

圆整取z1=27

所以z2=μz1

=3.8×27

=104

圆整取z2=104

1、中心距a

a=mn（z1+z2）/2cosβ=2（27+104）/2cos15=136mm

圆整取a=136mm

2、按圆整后的中心距修正β

β=cos-1[mn（z1+z2）/2a]

=cos-1[2×（27+104）/（2×136）]

=15.58o

3、计算两齿轮的分度圆直径

d1=mnz1/cosβ

=2×27/cos15.58o

=55

d2=mnz2/cosβ

=2×1104/cos15.58o

=216mm

4、齿宽

齿宽系数：

b=φdd1=1×55=55mm

圆整后取：

B2=55mm，B1=60mm

5、齿顶圆直径，齿根圆直径：

da1=d1+2mn=55+2×2=59mm

da2=d2+2mn=216+2×2=220mm

df1=d1-2.5mn=55-2×2.5=50mm

df2=d2-2.5mn=216-2×2.5=261mm

/b

因为Ft=2T1/d1

=2×66200/55

=2407.27N

所以kAFt/b=1×2407.27/55=43.77<100N/mm，与初设相符

综上所述，高速轴上齿轮设计合理，且强度能够胜任工作。

由设计计算得高速级齿轮传动的：

实际传动比：

i1=Z1/Z2=104/27=3.8

II轴实际转速：

nII=nI/i1=554/3.8=146r/min

II轴实际转矩：

TII=9.55×106·PII/nII

=9.55×106×3.73/146

=244000N•mm

6.3低速级齿轮传动设计计算

1、输入转矩TII=244000N•mm

小齿轮转速nII=nI/i1=554/3.8=146r/min

理论齿数比μ=i´L=3.2

2、选定齿轮类型、精度等级及齿数

（1）根据设计方案，采用标准斜齿圆柱齿轮

（2）该减速器用于传送型砂，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。

于是，小齿轮45Cr调质处理HBS1=280HBS；大齿轮45钢正火处理HBS2=240HBS

σHlim1=552Mpa，σFE1=296.67Mpa

σHlim2=517Mpa，σFE2=230.53Mpa

（3）精度等级为7级

（4）初选Z1=20

得：

Z2=Z1μ=20×3.2=64

圆整取：

Z2=64

（5） 初选螺旋角βt=15o

6.3.2按齿面接触疲劳强度设计

由d1t≥{2·k·TII（μ+1）·（ZH·ZE/[σH]）2/（φd·μ·εα）}1/3

1、确定公式中各计算数值

（1）初选载荷系数Kt=1.6

由[1]表10-7，取得：

低速级确定

齿宽系数φd=1

（2）由表10-6，得：

弹性影响系数ZE=189.8（Mpa）1/2

（3）由图10-30，得：

区域系数ZH=2.425（αn=20o,βt=15o）

（4）由P215页表10-26，得：

εα1=0.77，εα2=0.87

所以εα1+εα2=1.64

（5）应力循环系数N1=60n1×Lh×j

=60×146×（8×2×260×8）×1

=2.915×108

N2=N1/μ

=2.915×108/3.2

=0.911×108

（6）由[1]图10-19，查得：

kHN1=0.93，kHN2=0.94

（7）通