二级圆柱齿轮减速器（机械设计课程设计） .pdf

《二级圆柱齿轮减速器（机械设计课程设计） .pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级圆柱齿轮减速器（机械设计课程设计） .pdf（35页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、 机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书 机械工程学院机械设计专业 01211 班 10 号 设计者：汤智慧 指导教师：冀晓红 2004 年 7 月 沈阳理工大学沈阳理工大学 计算内容 计算结果 一， 设计任务书 设计题目： 热处理车间零件清洗用传送设备的 传动装置 （一）方案设计要求： 具有过载保护性能（有带传动） 含有二级展开式圆柱齿轮减速器 传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行 （二）工作机原始数据： 传送带鼓轮直径_ mm,传送带带速 _m/s 传送带主动轴所需扭矩 T 为_N.m 使用年限_年，_班制 工作载荷（平稳，微振，冲击） （三）数据： 鼓轮 D 278mm，

2、扭矩 T 248N.m 带速 V 0.98m/s，年限 9 年 班制 2 ，载荷 微振 二.电机的选择计算 1. 选择电机的转速： a. 计算传动滚筒的转速 nw= 60V/d=600.98/3.140.278=67.326 r/min b.计算工作机功率 pw= nw/9.5510=24867.326/9.55 10=1.748Kw 2. 工作机的有效功率 a. 传动装置的总效率 带传动的效率1= 0.96 弹性联轴器的效率2= 0.99 滚筒的转速 nw=67.326 r/min 工作机功率 pw=1.748Kw 计算内容 计算结果 滚动轴承的效率 3=0.99 滚筒效率 4=0.96 齿

3、轮啮合效率 5=0.97 总效率 =123 4 45= 0.95 0.99 0.99 4 0.96 0.97=0.816 c. 所 需 电 动 机 输 出 功 率Pr=Pw/ =1.748/0.816=2.142kw 3. 选择电动机的型号： 查参考文献10 表16-1-28得 表 1.1 电机 电机 额定 同步 满载 总传 方 案 型号 质量 功率 号 (Kg) (Kw) 转速 (r/min) 转速 动比 (r/min ) 1 Y100 L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091 2 Y112 M-6 45 2.2 1000 940 13.962 根据以上两种可行同步转速电机对

4、比可见， 方 案 2 传动比小且质量价格也比较合理，所以选择 Y112M-6 型电动机。 三.运动和动力参数的计算 1. 分配传动比取i带=2.5 总传动比 i=13.962 i减=i/i带=13.962/2.5=5.585 减速器高速级传动比i1=减i35. 1=2.746 减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034 2. 运动和动力参数计算: 总效率 =0.816 电动机输出 功率 Pr=2.142kw 选用三相异 步 电 动 机 Y112M-6 p=2.2 kw n=940r/min 中心高 H=1112mm, 外伸轴段 D E=2860 i=13.962 i12=2.746 i

5、23=2.034 P0=2.142Kw 计算内容 计算结果 0 轴(电动机轴): p0=pr=2.142Kw n0=940r/min T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=2 1.762N.m 轴(减速器高速轴): p1=p.1=2.1420.95=2.035Kw n1= n0/i01=940/2.5=376 T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m 轴(减速器中间轴): p2=p112=p153=2.0350.970.99 =1.954 Kw n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min T2=9.55103 P2/n2=136

6、.283N.m 轴(减速器低速轴): p3=p223= p253=1.876 Kw n3= n2/i23=67.319 r/min T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m 轴(鼓轮轴): p4=p334=1.839 Kw n4= n3=67.319 r/min T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m 四.传动零件的设计计算 (一)减速器以外的传动零件 1.普通 V 带的设计计算 (1) 工况系数取KA=1.2 确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min T0=21.762N. m p1=2.035Kw n1

7、=376r/min T1=51.687N. m p2=1.954Kw n2=136.926 r/min T2=136.283 N.m p3=1.876Kw n3=67.319 r/min T3=266.133 N.m p4=1.839 Kw n4=67.319r/ min T4=260.884 N.m 小带轮转速n1= n0=940 r/min 选取A型V带 取dd1=118mm dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm 取标准值dd2=315mm 实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669 所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/

8、min(误差 为 6.3%5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm 取标准值dd2=315mm 实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52 n2= n1/i=940/2.52=373.016 (误差为 8% 允许) 所选V带带速v=dd1 n1/(601000)=3.14 125940/(601000)=6.152m/s 在5 25m/s之间 所选V带符合 (2)确定中心距 初定a0 :0.7(dd1 +dd2)a0 2(dd1 +dd2) 308a0880 取a0=550mm Lc=2 a0+(/2)( dd1

9、 +dd2)+( dd2 -dd1)/4 a0 =2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)/4550=1807.559 取标准值:Ld=1800mm 中心距:a=a0+ (Ld-Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2 计算内容 计算结果 =546.221mm 取 a=547mm,a 的调整范围为: amax=a+0.03 Ld=601mm amin=a-0.015Ld=520mm (2)验算包角: 180-(dd2-dd1) 60 /a=180-(315-125) 60/547=159120，符合要求。 (3)确定根数:zpc/p0 p 0 =K(p

10、0+p1+p2) K=1.25(1- 180 159 5)=0.948 对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3, c3=9.610-15,c4=4.6510-5 L0=1700mm 1= 60 2 1 n = 60 9402 =98.437rad/s p0= dd11c1- 1 2 d d c - c3 (dd11)- c4lg(dd11) =12598.4373.7810-4- 125 1081. 9 3 -9.6 10-15 (12598.437)- 4.6510-5 lg(12598.437)=1.327 p1= c4dd11 )1 1 ( 14 2 101 2 lg

11、 + sdc c d =0.148 p2=c4dd11 0 lg L Ld =0.0142 p0 =0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw 确定根数：z 0 P PC Zmax z= 0 P PC =9 . 1 413. 1 64. 2 取 z=2 （4）确定初拉力F0 F0=500 2 ) 1 5 . 2 (qv KVZ PC + =500 23 3 3 )10 2 125 437.98(8 . 110. 0 ) 1 948. 0 5 . 2 ( 102 2 125 437.98 1064. 2 + =175.633KN （5）带对轴的压力 Q Q=2 F0z

12、sin 2 1 =2 2 159 sin2633.175 =690.768KN （二）减速器以内的零件的设计计算 1齿轮传动设计 （1）高速级用斜齿轮 选择材料 小齿轮选用 40Cr 钢，调质处理，齿面硬度 250280HBS 大齿轮选用 ZG340 640， 正火处理， 齿面硬度 170 220HBS 应力循环次数 N： N1=60n1jLh=60376 （930016） =9.74108 N2= N1/i1=9.74108 2.746=3.549108 查文献2图 5-17 得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有 一点蚀） 由文献2式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取

13、SHmin=1.0， Zw=1.0，ZLVR=0.92 按齿面硬度 250HBS和 170HBS由文献2图（5-16 （b） ）得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=450 Mpa 许用接触应力H1 =（Hlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa， H2= （Hlim2/SHmin） ZN2 ZX2 Zw ZLVR =459.540 Mpa 因H2H1，所以计算中取H= H2 =459.540 Mpa 按接触强度确定中心距 初定螺旋角=12 Z= cos =0.989 初 取 KtZt2=1.12 由 文 献 2 表5-5得 ZE=188.9 Mp ，

14、减速传动u=i1 =2.746，取a=0.4 端 面 压 力 角 t=arctan(tann/cos)=arctan （tan20/cos12）=20.4103 基圆螺旋角b= arctan(tancost)= arctan(tan12cos20.4103)=11.2665 ZH= tt b sincos cos2 = 4103.20sin4103.20cos 2665.11cos2 =2.450 计算中心距 a: 计算内容 计算结果 a 3 21 ) ( 2 ) 1( H EH a ZZZZ u KT u + = 3 2 ) 54.459 989. 09 .188450. 2 ( 746.

15、24 . 02 5168712. 1 ) 1746. 2( + =111.178mm 取中心距 a=112mm 估算模数mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)= 0.7842.24 取标准模数mn=2 小齿轮齿数 ()() 245.29 1746. 22 12cos1122 1 cos2 1 = + = + = um a z n 307.80245.29746. 2 12 = uzz 80,30 21 =zz取 实际传动比：667 . 2 30 80 1 2 = z z i实 传动比误差 %5%88. 2%100 746. 2 667. 2746. 2 %100 理 实理 =

16、= = i ii i 在 允 许范围之内 修正螺旋角 = ()() = + = + 8441.10 1122 80302 arccos 2 arccos 21 a zzmn 1050 39 与初选=12相近，Z，ZH可不修正。 齿轮分度圆直径 mmzmd n 909.1628441.10cos/802cos/ 22 = 圆周速度sm nd v/203. 1 1060 376091.6114. 3 1060 33 11 = = = 由文献2表 5-6 取齿轮精度为 8 级 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，由文献2表 5-3 取 高 速 级 斜 齿 轮 主 要 参数： mn=2 z1=

17、30, z2=80 = 1050 39 mt= mn/cos=2. 036mm d1=61.091 mm d2=162.909 mm da1=65.091 mm da2=166.90 9mm df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091 mm df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.90 9mm KA=1.25 由 文 献 2 图5-4 （ b ）， 按8级 精 度 和 361. 0100/30203. 1100/ 1 =vz 取KV=1.023 齿宽mmab8 .441124 . 0= a =，取标准 b=45mm 由文献2图 5-7（a）按b/d1=45/61.09

18、1=0.737,取 K=1.051 由文献2表 5-4，K=1.2 载荷系数K= KAKVKK=613. 12 . 1051. 1023. 125. 1= 计算重合度： , 齿顶圆直径 mmmhdd091.6520 . 12091.612 * =+=+= ad11 端面压力角： mmmhdd ad 909.16620 . 12909.1622 * 22 =+=+= ()()=3341.208441.10cos/20tanarctancos/tanarctan nt 齿轮基圆直径： 284.573341.20cos091.61cos1 1 = tb ddmm 757.1523341.20cos9

19、09.162cos 22 = tb ddmm 端面齿顶压力角： =3504.28 091.65 284.57 arccosarccos 1 1 1 a b at d d =7643.23 909.162 757.152 arccosarccos 2 2 2 a b at d d ()() 695. 1)3341.20tan 7643.23(tan80)3342.20tan3504.28(tan30 2 1 tantantantan 2 1 2211 = += += atatatat zz 中心距 a=1/2(d1+d2 )=112mm 齿宽b2=b= 45mm b1= b2+(510)= 50

20、mm 计算内容 计算结果 341 . 1 214 . 3 8441.10sin 8 . 44sin = = n m b 991. 08441.10coscos,768 . 0 695 . 1 11 = ZZ 基圆螺旋角： ()( )= 1829.10 3341.20cos8441.10tanarctancostanarctan tb 458 . 2 3341.20sin3341.20cos 1829.10cos2 sincos cos2 = = tt b H Z 齿面接触应力 265.411 746 . 2 091.6145 ) 1746 . 2 (51687613 . 1 2 991 . 0

21、 768 . 0 9 . 188458 . 2 12 2 2 1 1 H EHH Mp u u bd KT ZZZZ = 取因Y 910. 0 120 8441.10 11 120 1= = = Y 由式5-48： 676. 0 695. 1 2665.11cos75. 0 25. 0 cos75. 0 25. 0 22 = +=+= b Y 计算齿根弯曲应力： 292.62910. 0676. 0 63. 155. 2 2091.618 .44 51687290. 122 1 11 1 1 1 F SaFa n F MP YYYY mbd KT S 剖面安全。 b、 校核，剖面： 剖面按H7

22、/K6 配合，引起的应力集中系数查 附表 1-1，k=1.97, k=1.51 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表 1-2，06. 0 50 3 ,667. 2 3 5058 = = d r r dD ， k=1.612,k=1.43 剖面因键槽引起的应力集中系数查文献2 附表 1-1 得：k=1.82, k=1.62。故应按过渡圆角引起 计算内容 计算结果 的应力集中系数来验算剖面 MV=113 RA=922.089113=104196.057N.mm, TV=266133N.mm 剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力： max= MV/W=104196.057/0.150=8.336M

23、p a=max=8.366 m=0 剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为： max =T/ WT=266133/0.250 绝对尺寸影响系数由文献2附表1-4得： =0.84， =0.78 表面质量系数由文献2附表 1-5 查得： =0.92， =0.92 剖面的安全系数： S =983. 4 02 . 0336. 8 84. 092. 0 82. 1 300 1 = + = + ma k S=351.12 323. 51 . 0323. 5 78. 092. 0 62. 1 155 1 = + = + ma k S=606. 9 351.12281.15 351.12281.15 2222

24、 = + = + SS SS 取S= 1.51.8，SS 剖面安全。 六各个轴上键的选择及校核 1高速轴上键的选择： 初选A型 632 GB1095-79：b=6mm，L=32mm， l=26mm,查文献2表2-10， 许用挤压应力p=110Mp， p=,265.66 26620 687.5140004 p Mp dhl T = =满足要求； 计算内容 高速轴上 选A型 632 GB1095-79 ：b=6mm， L=32mm， l=26mm 中间轴 选A型 1032 GB1095-79 ： b=10mm,h =8mm,L=3 2mm,l=22 mm, 计算结果 2中间轴键的选择： A 处 ：

25、 初 选 A 型1032 GB1095-79 ： b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, p=110Mp p=,841.60 32835 283.13640004 p Mp dhl T = =满足要求; B 处：初选 A 型 1045 GB1095-79： b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,p=110Mp p=,626.55 35835 283.13640004 p Mp dhl T = =满足要求. 3. 低速轴上键的选择： a.联轴器处选 A 型普通平键 初选A型1050 GB1096-79： b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献

26、2表 2-10， 许用挤压应力p=110Mp p=,048.95 40835 133.26640004 p Mp dhl T = =满足要求. b. 齿 轮 处 初 选 A 型1440 GB1096-79 ： b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, p=110Mp p=,986.90 26950 133.26640004 p Mp dhl T = =满 足 要 求. 七联轴器的选择 根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置 一联轴器。 查表取工作情况系数 K=1.251.5 取 K=1.5 计算转矩 Tc=KT=1.5266.133=399.200Mp 选 用 HL3型 联

27、轴 器 ： J4084GB5014-85 ， T=630N.m, TcT,nn,所选联轴器合适。 低速轴 联 轴 器 处 选A型 1050GB1 096-79： b=10mm,h =8mm,L=5 0mm,l=40 mm 低速轴 齿 轮 处 初 选A型 1440GB1 096-79： b=14mm,h =9mm,L=4 0mm,l=26 mm 选 用 HL3 型联轴器： J4084GB5 014-85 计算内容 计算结果 低速轴上轴承的校核： 计算内容 计算结果 参考文献：参考文献： 1 巩云鹏、田万禄等主编. 机械设计课程设计 . 沈阳：东北大学出版社 2000 2 孙志礼，冷兴聚，魏严刚等

28、主编. 机械设计. 沈阳：东北大学出版社 2000 3 刘鸿文主编. 材料力学. 北京：高等教育出版社 1991 4 哈尔滨工业大学理论力学教研组编. 理论力学. 北京：高等教育出版社 1997 5 大连理工大学工程画教研室编. 机械制图. 北京：高等教育出版社 1993 6 孙 桓，陈作模主编. 机械原理. 北京：高等教育出版社 2000 7 高泽远，王 金主编. 机械设计基础课程设计. 沈阳：东北工学院出版社 1987 8 喻子建，张磊、邵伟平、喻子建主编. 机械设计习题与解题 分析. 沈阳：东北大学出版社 2000 9 张 玉，刘 平主编. 几何量公差与测量技术 . 沈阳：东北大学出版社 1999 10 成大先 主编.机械设计手册(减(变)速器.电机与电器) 化学工业出版社 23.