二級圓柱齒輪減速箱課程設(shè)計說明書

設(shè)計說明書目錄設(shè)計說明書1設(shè)計題目2一、設(shè)計要求2二、原始技術(shù)數(shù)據(jù)2三、設(shè)計任務(wù)3第一部分傳動裝置整體設(shè)計3一、方案提出3二、系統(tǒng)方案整體議論及確定3三、方案的確定3四、方案論證3第二部分電動機的選擇及傳動比分配4一、電動機的選擇4二、計算總傳動比及分配各級的傳動比4第三部分V帶設(shè)計5一、確定皮帶輪5二、確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度5第四部分齒輪的設(shè)計6一、高速級斜齒輪副的設(shè)計計算6二、低速級直齒輪的設(shè)計計算7第五部分軸的設(shè)計91一、以輸出軸為例說明軸的設(shè)計過程10二、其他軸的設(shè)計10第六部分軸承和聯(lián)軸器的選擇10一、聯(lián)軸器的選擇10二、軸承的選擇11第七部分軸、鍵及軸承壽命的校核11一、軸的強度校核11二、鍵的強度校核11三、軸承的校核11第八部分潤滑油及其潤滑方式的選擇11一、齒輪的潤滑11二、轉(zhuǎn)動軸承的潤滑12第九部分箱體及其他附件12總結(jié)13參照文件13設(shè)計題目一、設(shè)計要求1、設(shè)計用于爬桿式加料機的傳動裝置2、小車的原始數(shù)據(jù)：裝料量為，速度為，軌距為，輪距為.3、工作條件：①單班制，間歇工作，略微振動；②使用壽命5年；③工作環(huán)境灰塵較大.二、原始技術(shù)數(shù)據(jù)2繩牽引力F/KN繩牽引力速度卷筒直徑D/mmv/(m/s）3.030.4300三、設(shè)計任務(wù)1、依照設(shè)計任務(wù)提出兩種以上傳動方案，并進行比較。2、完成主要傳動裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計；其中，減速器的級別最少是二級。3、完成減速器裝置圖1張(A1），部件工作圖2張（A3或A4,建議選擇非標(biāo)準(zhǔn)件——軸、齒輪）；4、編寫設(shè)計計算說明書1份。第一部分傳動裝置整體設(shè)計一、方案提出依照設(shè)計要求提出以下三種系整體設(shè)計方案參照：方案1：二級圓柱齒輪方案2：二級圓柱圓錐方案3：渦輪蝸桿減速器二、系統(tǒng)方案整體議論及確定比較上述四種方案發(fā)現(xiàn)，在方案1中,結(jié)構(gòu)簡單,傳動牢固，但是無過載保護；方案2中布局較小，但圓錐齒輪加工困難，特別是大直徑,大模數(shù)的錐輪所以一般不用；方案3中整體布局較小，傳動不牢固，誠然可以實現(xiàn)較大的傳動比,但是傳動效率低。三、方案的確定傳動方案由以下各部分組成包括：傳動裝置由電機、減速器和工作機。設(shè)計方案所擁有的2特點：齒輪有對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度.考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案以下：四、方案論證本設(shè)計中原動機為電動機,工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動,第一級傳動為帶傳動,第二級傳動為二級斜齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳達同樣轉(zhuǎn)矩時,結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故部署在傳動的高速級，以降低傳達的轉(zhuǎn)矩,減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高,適用的功率和速度范圍廣,使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一.本設(shè)計采用的是張開式兩級直齒輪傳動。3整體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，其他還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。采用皮帶和二級齒輪減速器配合的顫動裝置，其傳動系統(tǒng)為:電動機-傳動系統(tǒng)-執(zhí)行機構(gòu)見以下圖皮帶二級圓柱齒輪第二部分電動機的選擇及傳動比分配一、電動機的選擇1、傳動裝置的總效率按表2—5查得各部分效率為：帶傳動效率為,轉(zhuǎn)動軸承效率（一對），閉式齒輪傳動效率為，聯(lián)軸器效率為，傳動滾筒效率為，代入得=2、工作機所需的輸入功率其中所以1.47kw使電動機的額定功率P＝（1～1.3）P,由查表得電動機的額定功率P＝1.5KW。3、確定電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒工作轉(zhuǎn)速:由于介紹的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍：，則總傳動比的范圍為，，故電機的可選轉(zhuǎn)速為:4、確定電動機型號依照以上計算在這個范圍內(nèi)電動機的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min，1500r/min,3000r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最后可確定同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，依照所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速確定電動機的型號為Y100L-6，滿載轉(zhuǎn)速940r/min。其主要性能：額定功率：1。5KW,滿載轉(zhuǎn)速940r/min，額定轉(zhuǎn)矩2。0.二、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：2、分配各級傳動比依照設(shè)計方案，減速器的傳動比i為取兩級救援齒輪減速器高速級的傳動比則低速級的傳動比為高速級的傳動比為3、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算①電動機軸②Ⅰ軸（高速軸）③Ⅱ軸(中間軸）4④Ⅲ軸(低速軸）⑤Ⅳ軸(滾筒軸）各軸運動和動力參數(shù)以下表參數(shù)電動機1軸2軸3軸卷筒功率94037685。8425。4725.47p/kw轉(zhuǎn)速1。471。411.341.271。23n/r.m—1轉(zhuǎn)矩14。9337。3149。1476.2461。2T/N.m傳動2。54。383.371比i效率0。960。950.950.97第三部分V帶設(shè)計一、確定皮帶輪1、確定計算功率.由表8-7查得工作情況系數(shù)；故2、采用v帶帶型.依照、由圖8—11采用A型.確定帶輪的基本直徑并驗算帶速v。3、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-6和表8—8,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑；驗算帶速v；按式8—13驗算帶的速度；由于5m/s<v<30m/s,故帶速合適；計算帶輪的基準(zhǔn)直徑；依照式8-15a，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑；依照表8—8取250mm.二、確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度1、依照式8—20得，初定中心距.由式8-22計算帶所需的基準(zhǔn)長度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度1600mm。按式8—23計算實質(zhì)中心距。；由式8-24得中心距的變化范圍為563—491mm。2、驗算小帶輪上的包角.3、計算帶的根數(shù)計算單個v帶的額定功率。由，查表8—4a得。依照查表8—5得,表8—2得,于是計算v帶的根數(shù)z5，圓整為2。4、計算單根v帶初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1Kg/m,所以應(yīng)使帶的初拉力5、計算壓軸力壓軸力的最小值為第四部分齒輪的設(shè)計一、高速級斜齒輪副的設(shè)計計算1、選齒輪種類、精度等級、資料及齒數(shù)（1）齒輪種類按張開式結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪箱，為了是傳動平穩(wěn)、滿足強度要求,采用斜齒圓柱齒輪傳動。(2）資料及熱辦理由表10-1，小齒輪資料為(調(diào)制）,硬度為280HBS；大齒輪資料為45鋼（調(diào)制）,硬度為240HBS二.者硬度差為40HBS。3)精度等級采用7級,采用小齒輪比為，則大齒輪,圓整為，螺旋角2、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進行試算，即1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)。計算小齒輪傳達的轉(zhuǎn)矩由前面計算可知，3）由表10—7取.4）由表10—6查得資料的彈性影響系數(shù)。由圖10—21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲倦強度極限小齒輪大齒輪6）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-19查得接觸疲倦壽命系數(shù),。8）計算接觸疲倦許用應(yīng)力(無效概率1%,安全系數(shù)S=1)許用接觸應(yīng)力。由圖10-30采用地域系數(shù)。11）1由圖10—26查得，，則.(2）計算試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得2）計算齒輪的圓周速度計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，依照，7級精度，由圖10—8查得動載荷系數(shù)由表10-3查6得，從表10—4中的硬齒面欄查得小齒輪相對軸承非對稱部署、7級精度、。另由圖10—13查得,故載荷系數(shù)6）按實質(zhì)的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計算模數(shù)3、按齒根波折強度設(shè)計由式（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)2）依照縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3）由圖10-20d查得齒輪的波折疲倦強度極限小齒輪大齒輪4）由圖10-18查得波折疲倦壽命系數(shù)5）計算波折疲倦許用應(yīng)力取波折疲倦安全系數(shù)S=1。46）計算當(dāng)量齒數(shù)7）查取齒形系數(shù)由表10—5查得8）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得9）計算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大.（2）設(shè)計計算比較計算結(jié)果，由齒面接觸疲倦強度計算得法面模數(shù)大于由齒根波折疲倦強度計算的模數(shù)，取,可滿足波折強度。但為了同時滿足接觸疲倦強度,需按接觸疲倦強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由，取,則取。4、幾何尺寸計算(1）計算中心距將中心距圓整后取。2)按圓整后的中心距修整螺旋角因值改變不大，所以參數(shù)、、等不用修正。(3）計算大小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度取齒寬：=42mm,=47mm二、低速級直齒輪的設(shè)計計算1、選齒輪種類、精度等級、資料及齒數(shù)（1）齒輪種類按張開式結(jié)構(gòu)涉及齒輪箱，為了是傳動平穩(wěn)、滿足強度要求,采用斜齒圓柱齒輪傳動.（2）資料及熱辦理7由表10-1，小齒輪資料為（調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS;大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS。二者硬度差為40HBS。（3）精度等級采用7級,采用小齒輪比為則大齒輪，，取，螺旋角2、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進行試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù).2）計算小齒輪傳達的轉(zhuǎn)矩由前面計算可知,3）取.4）由表10-6查得資料的彈性影響系數(shù)。5）由圖10—21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲倦強度極限小齒輪大齒輪6）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由圖10-19查得接觸疲倦壽命系數(shù),。計算接觸疲倦許用應(yīng)力（無效概率1％,安全系數(shù)S=1）9）許用接觸應(yīng)力由圖10—30采用地域系數(shù)11)1由圖10-26查得,，則.(2)計算1）試計算小齒輪的分度圓直徑,由計算公式得2）計算齒輪的圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，依照，7級精度,由圖10—8查得動載荷系數(shù)由表10—3查得，從表10—4中的硬齒面欄查得小齒輪相對軸承非對稱部署、8級精度、。另由圖10—13查得，故載荷系數(shù)6）按實質(zhì)的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7)計算模數(shù)3、按齒根波折強度設(shè)計由式（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)2）依照縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3）由圖10-20d查得齒輪的波折疲倦強度極限小齒輪大齒輪4）由圖10-18查得波折疲倦壽命系數(shù)5)計算波折疲倦許用應(yīng)力取波折疲倦安全系數(shù)S=1。46）計算當(dāng)量齒數(shù)87）查取齒形系數(shù)由表10—5查得8）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得9）計算大小齒輪的并加以比較經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算比較計算結(jié)果，由齒面接觸疲倦強度計算得法面模數(shù)大于由齒根波折疲倦強度計算的模數(shù)，取，可滿足波折強度。但為了同時滿足接觸疲倦強度，需按接觸疲倦強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由，取，則,取。4、幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整后取。（2）按圓整后的中心距修整螺旋角因值改變不大，所以參數(shù)、、等不用修正。3)計算大小齒輪的分度圓直徑4）計算齒輪寬度取齒寬：=67mm，=72mm高、低速級齒輪參數(shù)名稱高速級低速級中心距a（mm)112146法面摸數(shù)（mm)1.52。5螺旋角（°）齒頂高系數(shù)11頂隙系數(shù)0。250.25壓力角齒2726數(shù)11887分度（mm）41.7167.18圓（mm）182.29224。81直徑齒（mm）4772寬（mm）4267齒輪等級精度77資料及熱辦理小齒輪資料為（調(diào)小齒輪資料為（調(diào)制）,硬度為280HBS；大制），硬度為280HBS;大齒輪資料為45鋼（調(diào)制），齒輪資料為45鋼（調(diào)制），硬度為240HBS。二者硬度硬度為240HBS二.者硬度差為40HBS差為40HBS第五部分軸的設(shè)計9一、以輸出軸為例說明軸的設(shè)計過程1、求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩P=1.27KW=25.47r/min=476。2N．m2、求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=224.81而F=F=F3、初步確定軸的最小直徑按式15-2初步估計軸的最小直徑.采用軸的資料為45剛，調(diào)質(zhì)辦理，取，于是得。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計①擬訂軸上部件的裝置方案②軸的各段直徑，軸的各段長度③軸上部件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接.依照于齒輪配合的軸直徑由表6-1[1］查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為了保證齒輪和軸配合有優(yōu)異的對中性，應(yīng)選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，采用平鍵為半聯(lián)軸器與軸的配合為。轉(zhuǎn)動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸配合的直徑尺寸為。④確定軸上圓角與倒角尺寸取軸端倒角為，各軸端倒角見詳圖。二、其他軸的設(shè)計由輸出軸的設(shè)計及同樣求得(中間軸）1、主動軸（高速軸）的相關(guān)參數(shù)采用軸的資料為45剛，調(diào)質(zhì)辦理，取，于是得。，其尺寸：2、中間軸的相關(guān)參數(shù)采用軸的資料為45剛，調(diào)質(zhì)辦理，取，于是得。第六部分軸承和聯(lián)軸器的選擇一、聯(lián)軸器的選擇依照聯(lián)軸器的計算公式，查表14—1,取;則有，查GB/T5843-1986，采用GYS6凸緣聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為.半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度L=112mm。10二、軸承的選擇初步選擇轉(zhuǎn)動軸承依照工作條件采用角接觸球軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步采用0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的7010Ac。其尺寸為.第七部分軸、鍵及軸承壽命的校核一、軸的強度校核求軸上載荷①在水平面上②在垂直面上有③總彎矩④扭矩⑤作出扭矩圖⑥按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時候,平時可是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度依照式15-5及上面的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力,取，軸的計算應(yīng)力由表15-1查得45剛的。由于，故安全。二、鍵的強度校核做鍵連接強度計算［1］依照式6-1得：查表6—2［1]得，由于，故鍵槽的強度足夠。其他鍵的驗算方法同上，經(jīng)過計算可知它們均滿足強度要求。三、軸承的校核校核軸承7010AC1、當(dāng)量動載荷[1]用插值法由表13-5查得X=1,Y=0;故基本動載荷為：顯然,軸承的額定壽命遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于減速器的工作時數(shù)14400h。其他的軸承驗算同上。第八部分潤滑油及其潤滑方式的選擇一、齒輪的潤滑11減速器內(nèi)的傳動部件的潤滑，平時有油池浸油潤滑和噴油潤滑。而浸入油中的圓周速度小于12m/s，才合適浸油潤滑，此減速器的大齒輪的圓周速度小于12m/s,所以,采用浸油潤滑是比較合理的。浸油高度取為48mm.高速齒輪浸入油里約為1個齒高,但不小于10mm,低速級齒輪浸入油高度約為1/5齒輪高.二、轉(zhuǎn)動軸承的潤滑參照表13-10的dn值界限，采用油脂潤滑，能承受較大的載荷,不易流失,簡單密封。第九部分箱體及其他附件名稱符二級圓柱齒輪減速器號/mm箱座壁厚15箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度15箱蓋凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25底腳螺栓直徑18底腳螺栓數(shù)目6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑14箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距100軸承端蓋螺釘直徑8定位銷直徑6安裝螺栓M10螺栓扳手空間與凸緣直徑寬度至外箱壁20距離12至凸緣邊距離18沉頭座直徑30軸承旁凸臺半徑10凸臺高度依照扳手操作方便為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離42大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離13齒輪端面與內(nèi)壁距離11箱蓋、箱座肋厚8。5、8。5軸承端蓋外徑120軸承端蓋凸緣厚度9總結(jié)機械設(shè)計課程設(shè)計是機械課程中間一個重要環(huán)節(jié)經(jīng)過了三周的