双级圆柱齿轮计数器设计.doc

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1、 第1页课程设计说明设计题目 双级圆柱齿轮计数器*学院与创意设计学院机电一体化专业308班学生姓名 *完成日期 2012 指导老师(签字) 目录一、 传动方案分析2二、 选择电动机3三、 计算总传动比及分配各级的传动比4四、 计算传动装置的运动和动力参数.6五、 V带传动设计计算.6六、 直齿圆柱齿轮传动设计计算.8七、 轴的结构设计计算计算及校核13八、 滚动轴承的选择及校核计算18九、 联轴器的选择计算18十、 键连接的选择及校核计算18十一、 润滑方式18十二、 参考文献18十三、 设计小结19设计计算与说明 主要结果一、 设计任务书设计带式运输机传动机装置中的双级圆柱齿轮减速器(外传动

2、作为带传动) 设计数据及工作条件,F=2250N,V=1.50m/s,D=290mm,生产模式,小批量, 传动比允许误差2%5%,工作环境:室内,载荷特性连续单向运转，载荷平稳、空载启动，工作年限:10年,2班制二、 总体方案设计1.传动比方案的拟定带式运输机的滚筒转速:Nw=60x1000v/(D)=60x1000x1.5/(X290)=98.79r/minNw=98.79选择展开式双级圆柱齿轮减速器已知工作条件,滚轮直径: 290mm 传动带运动速度: 1.50m/s 为了估算传动装置的总传动比范围,以选者合适的传动比机构和确定传动方案,可先由已知条件计算滚轮的速度,即:Nw=60x100

3、0v/(D) =60x1000x1.5/(X290) =98.79r/min二 选择电动机(一) 选择电动机的类型根据工作条件的要求,选择Y型三相异步电动机.(二) 选择电动机的功率工作机为滚筒运输带传动,查表2-2得 w=0.96,则工作机所需的输入功率为 Pw=FV/1000x =2250x1.5/(1000x0.96)=3.52Kw由电动机到工作机之间的总效率(不包括工作机)为式中:才, , 1, 2, 3, 4, 5分别为V带传动、齿轮传动.滚动轴承.联轴器的效率 ,平带传动 查表2-2得: , 1, 2, 3, 4, 5=0.96,0.98,0.98,0.99,0.99,则工作机所需

4、的电机输出功率为 = 1223445 =0.96x0.982x0.984x0.99x0.99=0.81故 Pd=pw/ =3.52/0.81=4.34kw按合理传动比取值范围,v带传动i1=24,直齿圆柱齿轮传动i2=420, 合理总传动比范围为i= i1x i2xi3=(24)x(420) =880故电机转速范围为n=in w =(880)x98.79=790.327903.2查附录3,附表3-1,符合这一范围的同步转速有1000r/m,1500r/m,3000r/m三种,计算传动比列表于下表方案号电机型号额定功率/kw同步转速/(r/m)满载转速/(r/m)总传动比1Y132S-45.51

5、500144014.582Y132M2-65.510009609.723Y132S1-25.53000290029.35比较方案1,2,3可知:2,1方案相对于3来说电机价格高,总传动比较小,但传动装置尺寸较大,因此选定方案3查附录3附表3-3可得该电机的主要性能数据和安装尺寸,如下表额定功率/km5.5底脚安装尺寸(axb)/(mm/mm)216x178满载转速/(r/m)2900地脚螺栓孔直径10中心高/mm132装键部位尺寸(fxGd)/(mm/mm)10x8外伸轴直径尺寸D/mm28外伸轴长度e/mm80三、计算总传动比及分配各级的传动比一、 传动装置总传动比i23=n/nW=2900

6、/98.79=29.35二、 分配各级传动比取v带传动的传动比i1=2.5,则 两级减速器的传动比为ij= i23/ i1=29.35/2.5=11.741. 第一级齿轮传动比i为I2=1.3 i3=3.9 2. 第二级齿轮传动比i为1.3i32=11.74 I3=3 则 i2 =3.9 i3=3 四.计算传动比装置的运动和动力参数各轴转速电动机轴为0轴,减速器轴为1轴,中间轴为2轴,低速轴为3轴,滚筒轴为4轴 则1. 各轴转速分别为n0=n=2900r/minn1= n0/i1=2900/2.5=1160r/minn2= n1/i2=1160/3.9=297.4r/minn3= n2/i3=

7、297.4/3=99.14r/min 2. 各轴输入功率按电动机额定功率Pd计算各轴输入功率P0=Pd=4.34kwP1=Pd 1=4.34x0.96=4.2kwP2=P1 1 2=4.2x0.96x0.98=4kwP3=P2 2 3=4x0.96x0.98=3.8kwP4=P3 4 5=3.8x0.98x0.98=3.6kw3. 各轴转速T0=9550xP0/ n0=9550x4.34/2900=14.29N.mT1=9550xP1/n1=9550x4.2/1160=34.58N.mT2=9550xP2/n 2=9550x4 /297.4=128.44N.mT3=9550xP3/n3=955

8、0x3.8/99.14=366.14N.mT4=9550xP4/n4=9550x3.6/99.14=346.78N.m各轴输入转速、功率、转矩如下表所示轴号功率P/kw转矩T/(N/m)转速n/(r/m)传动比效率电动机轴4.3414.2929002.50.963.90.953 0.951.00.98I轴4.234.581160II轴4 128.44297.4III轴3.8366.1499.14IV轴(滚筒)3.6346.7899.14五、v带传动设计计算电动机转速n0=nd=2900r/m,带轮所连减速器轴I转速为n1=1160r/min,传动装置输入功率为p1=4.2kw1. 求计算功率p

9、C由查表6-20得kA=1.1,故计算功率为pC=kAp1=4.2 x1.1=4.62kw2. 选择v带型号根据pC=4.62kw、n0=2900r/min,由图6-12选用A型普通v带3. 计算大小轮基准直径d1,d2根据表6-2和图6-12选取d1=90mm,且dmin=95d=80mm按表6-2选取d2=224mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为从动轮的转速误差率为在以内,为允许值4. 验算带速v带速在525m/s范围内5. 确定带的基准长度Ld和实际中心距a0初步选取中心距取a0=500mm,符合0.7(d1+d2)2(d1+d2)由 式由表6-3选取基准长度Ld=1600mm

10、由试6-16得实际中心距a为中心距变动范围为6. 校验小带轮包角由式(6-17)得7. 确定v带根数z由 式(6-18)得根据d1=90mm,n0=2900r/m查表6-9用内插法得P0=1.05kw由式6-11得功率增量为由表6-17查得根据传动比i=2.49,查表6-18得ki=1.1373,则由表6-5查得带长度修正系数kL=0.99,由图6-11查得包角系数k=0.96,得普通v带根数根取整得z=4根8. 求初拉力Fo及带轮轴上的压力FQ由表6-5查得A型普通v带的每米长质量q=0.10kg/m,根据式(6-19)得单根v带的初拉力为N由式(6-20)可得作用在轴上得压力FQ为9. 带

11、轮结构设计因为大带轮和小带轮都小于300mm 故小带轮设计制造成孔版式大带轮设计制造成孔板式1带速小于30m/s带轮选铸铁HT150制造10. 设计结果选选用4根A型普通v带,中心距a=535.55mm,带轮直径d1=90mm,d2=224mm,L=1600mm,a=165.66,轴上压力FQ=5898.8N六、直齿圆柱齿轮传动设计计算高级齿轮传动的设计计算选择齿轮材料,热处理方法及精度等级(1) 减速器是闭式传动,无特殊要求,为制造方便,采用软齿面钢制齿轮.查表8-7,并考虑HBS1=HBS2+3050的要求,小齿轮选用45钢,调质处理,齿面硬度217255HBS: 大齿轮选用45钢,正火处

12、理,齿面硬度162217 HBS:计算时取HBS1=240HBS,HBS2=200HBS.(2) 该减速器为一般传动装置,转速不高,根据表8-11初选8级精度按齿面接触疲劳强度设计(1) 由于是闭式软齿面传动,齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定,由式(8-3)有关参数的选取与转矩的确定由于工作平稳,精度不高,且齿轮为不对称布置,查表8-12,取K=1.2(2) 小齿轮传递的转矩 (3)计算齿数z和齿宽系数取小齿轮齿数z1=27,则大齿轮z2=iz1=3.9x27=105.3.实际传动比 误差齿数比u=i12=3.9查表8-19,取=0.9(4)计算接触应力由图8-32(c)查得,取SH=1计

13、算应力循环次数(5)计算节点区域系数ZH和弹簧系数ZE.由图8-35查得Z=1.25,Z=1.0(允许齿面有一定量点蚀)取小值代入故取标准齿轮,则两轮材均为钢,查表8-13,ZE=189.8将上述各参数代入公式得 模数 由表8-2,取m=1.5mm主要尺寸设计计算 校核齿根弯曲疲劳强度由式(8-33), 查表8-14和8-15得 查表8-33(c)得查图8-34得取SF=1.4 齿轮圆周速度取8级精度合适低速级齿轮传动的设计计算选择齿轮材料,热处理方法及精度等级(1) 减速器是闭式传动,无特殊要求,为制造方便,采用软齿面钢制齿轮.查表8-7,并考虑HBS1=HBS2+3050的要求,小齿轮选用

14、45钢,调质处理,齿面硬度217255HBS: 大齿轮选用45钢,正火处理,齿面硬度162217 HBS:计算时取HBS1=240HBS,HBS2=200HBS.(2) 该减速器为一般传动装置,转速不高,根据表8-11初选8级精度按齿面接触疲劳强度设计(1) 由于是闭式软齿面传动,齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定,由式(8-3)有关参数的选取与转矩的确定由于工作平稳,精度不高,且齿轮为不对称布置,查表8-12,取K=1.2(2) 小齿轮传递的转矩 (3)计算齿数z和齿宽系数取小齿轮齿数z1=40,则大齿轮z2=iz1=3x40=120实际传动比 误差齿数比u=i12=3查表8-19,取=0

15、.9(4)计算接触应力由图8-32(c)查得,取SH=1计算应力循环次数(5)计算节点区域系数ZH和弹簧系数ZE.由图8-35查得Z=1.25,Z=1.0(允许齿面有一定量点蚀)取小值代入故取标准齿轮,则两轮材均为钢,查表8-13,ZE=189.8将上述各参数代入公式得模数 由表8-2,取m=1.5mm主要尺寸设计计算 校核齿根弯曲疲劳强度由式(8-33), 查表8-14和8-15得 查表8-33(c)得查图8-34得取SF=1.4 齿轮圆周速度取8级精度合适单位(mm)高数齿轮低数齿轮齿数 z小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮 2710540120分度圆直径d41157.560180齿数 m1.51.

16、51.51.5齿根高 hf1.8751.8751.8751.875齿顶高 ha1.51.51.51.5齿顶圆直径Da44 160.563183 齿根圆直径Df37.25153.7556.25176.25齿宽 b35405560七.轴的结构设计计算1.轴的选择,选用材料为45钢,调制.由表13-1查得强度极限再有表13-3的许用弯曲应力根据表13-2得c=1181072中间轴 按纯扭转强度估计轴径(最小直径),取d=25mm d1=25,d2=40,d3=50,d4=30,d5=25L1=49,L2=55,L3=8,L4=40,L5-492.轴的选择,选用材料为45钢,调质.由表13-1查得强度

17、极限再有表13-3的许用弯曲应力根据表13-2得c=1181072.1低速轴 按纯扭转强度估计轴径(最小直径),考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,所以取3%5% d, d= 30.5634.36mm取d=35mm d1=35,d2=40,d3=44,d4=40,d5=35,d6=25L1=57,L2=8,L3=37,L4=100,L5=57,L6=503轴的选择,选用材料为45钢,调制.由表13-1查得强度极限再有表13-3的许用弯曲应力根据表13-2得c=1181073.1高速轴 按纯扭转强度估计轴径(最小直径),考虑到轴的最小直径处要安装皮带轮,会有键槽存在,所以取3%5%

18、d, d= 50.2857.6mm取d=55mm d1=55,d2=62,d3=72,d4=65,d5=55,d6=52d7=48L1=48,L2=90,L3=14,L4=50,L5=70,L6=40L=70,L7=604. 作用在齿轮上的力4.2.2 计算轴上的载荷载荷分析图 (1)垂直面 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面 (3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=NFNH2=1768NFNV1=4800NFNV2=1038N弯矩MM H1 =3.

19、2105NmmM H2 =6.5104NmmMV =8.3 104Nmm总弯矩M 1=3.2105 NmmM 2=6.5104Nmm扭矩TT2=128.44x103Nmm4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：4.3键联接强度校核4.31低速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =35mm，L=57mm，选用A型，bh=10x8，L=60mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 60-10=50m

20、mk = 0.5h = 4mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT2 = 128.44x103N.mmp = p=60 键安全合格五. 轴承选择计算5.1 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速轴63115512029601002中间轴630525621732551.1低速轴630735802144711.5

21、5.2低速轴轴承寿命计算5.2.1 预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年2班制。预期寿命=21030016=24000 h5.2.2 寿命验算 载荷分析图（俯视）(左旋)Fr=Ft xcos20=5838.8xcos20=2383NP=Fr=2383NCr=46800N,fp=1.1,，（常温）Lh所以所选轴承可满足寿命要求六. 减速器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。6.2

22、 润滑油牌号及油量计算6.2.1 润滑油牌号选择由2P153表（16-2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s由2P153表（16-1），得：选用N220工业齿轮油6.2.2 油量计算1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400 实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：（设计值为50）最低油深：最高油深： 箱体内壁总长：L=780mm箱体内壁总宽：b=172mm 可见箱体有足

23、够的储油量.6.3 轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。6.4 减速器的密封减速器外伸轴采用 2P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。七. 减速器箱体及其附件7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱

24、座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=12b1=12b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴

25、承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M12n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴120中间轴130低速轴210观察孔盖螺钉直径M8df、d2、d3至箱外壁距离dfC1=26d122d218df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfC2=24d120d216轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R= C1外壁至轴承端面的距离l1=+C2+C1+(510)=557.3 主要附件作用及形式1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由选用通气器尺寸M271.52 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及

26、注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由 取A=150mm 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由 选用油标尺尺寸M164油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由 选用油塞尺寸 M161.55定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由 GB117-86 A10406 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开

27、箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M101.57起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩尺寸见 八 个人小结 大学以来学了.,还不知道他们有什么用,我能将它们用在什么地方,通过这次设计,我发现以前的理论还不牢固,没有真正联系实际,自己设计的数据和实际有很大差距,有的不符合机械设计指导书的要求,还有就是知识得遗忘性太大,不会见所学的知识融会贯通等等,通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知识,这是实际过程好多内容参考书上的,好多数据的选区都是借鉴树上的数据,还有很多数据是自己不知道合不合适,好多设计的

28、关键地方都是在老师的指导下完成的,毫无疑问,我么的设计内容有好多错误的地方,我么设计的减速器也很难经得起实践的考验,不过,这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中,有很多设计不合理的地方那是必然的,通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则,我没不能违反这些不然将会出错,这次设计也培养了我一些习惯,设计是专门准备好草稿纸.在草稿之上一步一步将设计内容算好,要有严谨的作风,总之,这次设计彭艳丽我综合应用机械设计课程及其其他课程的理论知识和应用生产实践知识解决工程实际问题能力,在这次设计的过程中我还培养团队精神,大家共同解决问题,在今后会更加努力,附： 资料索引1. 【机械设计】 濮良贵, 纪名刚主编 高等教育出版社2006年第8版2. 【机械设计,机械设计基础课程设计】 王昆, 何小伯, 汪信远主编高等教育出版1995年12月第1版3. 【机械设计课程设计图册】 潘桂义，潘沛霖，陈秀，严国良编 高等教育出版1989年5月第3版