用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器64308

用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器64308 目录 1、课程设计 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 及设计要求------------------------------------------1 2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算---------3 3、传动零件的设计计算(确定齿轮传动的主要参数)------6 4、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算------------14 5、箱体设计及说明---------------------------------------------------27 6、键联接的选择和计算---------------------------------------------29 7、联轴器的选择------------------------------------------------------31 8、润滑和密封的选择------------------------------------------------32 9、减速器附件的选择及说明---------------------------------------32 10、设计总结-----------------------------------------------------------33 参考资料-----------------------------------------------------------33 课程设计 1. 《机械设计》课程设计任务书 专业:机械设计制造及其自动化 班级:机设11-3 姓名:于兆泓 学号:2011022614 一、设计题目 设计用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器 二、原始数据(f6) 运输带工作拉力F = 2200 n 运输带工作速度 v = 0.9 m/s 卷筒直径 D= 300 mm 三、工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为10年(其中带,轴的寿命为3年以上)用于码头运型砂，单班制工作，有轻微震动，运输带速度允许误差为,5%。 四、应完成的任务 1、减速器装配图一张(A0图或CAD图) 2、零件图两张(A2图或CAD图) 五、设计时间 2013年12月15日至2013年12月28日 六、要求 1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 ; 2、 设计计算说明书字体端正，计算层次分明。 - 1 - 课程设计 七、设计说明书主要内容 1、内容 (1)目录(标题及页次); (2)设计任务书; (3)前言(题目分析，传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的拟定等); (4)电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算; (5)传动零件的设计计算(确定带传动及齿轮传动的主要参数); 6)轴的设计计算及校核; ( (7)箱体设计及说明 (8)键联接的选择和计算; (9)滚动轴承的选择和计算; (10)联轴器的选择; (11)润滑和密封的选择; (12)减速器附件的选择及说明; (13)设计 小结 学校三防设施建设情况幼儿园教研工作小结高血压知识讲座小结防范电信网络诈骗宣传幼儿园师德小结 ; (14)参考资料(资料的编号[ ]及书名、作者、出版单位、出版年月); 2、要求和注意事项 必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文 字精炼、插图简明、书写整洁。 本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字(或30页)，要装订成册。 机械制造教研室 - 2 - 课程设计 2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 1.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算; (1)选择电动机的类型 按要求选择Y系列三相异步电动机，电压380V (2)选择电动机的容量 电动机所需工作功率为:Pd,Pw/, 工作机需要的工作功率: =F*V=2200Nm*0.9m/s=1980w=1.98kw Pw 传动装置的总效率为: 422422,,,*,*,*,*,,0.98*0.99*0.97*0.95*0.95,0.77 12345 ,,0.98,,0.97 闭式齿轮的传动效率为 滚动轴承的传动效率为 13 ,,0.99,,0.95 联轴器的效率为 传动滚筒的效率为 24 ,,0.95 带效率 5 Pw 动机所需功率为 =1.98kw/0.77=2.86kw ,Pd, 因载荷工作时有轻微振动，电动机额定功率略大于即可。 pPded 根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速常用的两种同步转速;1500r/min和1000r/min,以便比较。 由 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 8-53，Y系列电动机技术数据，选动机的额定功率P为3.0kw。所以电动机的型号为Y100L2-4或Y132S-6。 (3)确定电动机的转速 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定 型号为Y132S-6的三相异步电动机，额定功率为3kw，满载转速960 n,m r/min，同步转速1000r/min。 - 3 - 课程设计 3.运动和动力参数计算 (1)传动比分配 n,,/(2,),v/D,=1*60/(0.3*3.14)=63.69 输入转速为 ww 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比 nnmw i,n/n为=960/63.69=15.07 mw 各级传动装置传动比 按等浸油高度分配传动比 则高速级传动比为 i,1.3i ,4.43 1 则低速轴传动比 ,,15.07/4.43=3.40 ii/i21 (2)各轴转转速、输入功率、输入扭矩计算 电机轴:=Pd=2.86 KW p0 n=960r/min 0 9550*P0 T==28.45N ,m0n0 p,p*,高速轴:=2.86*0.99=2.83 KW 102 n= n=960r/min 10 9550*P1 T==28.15 N ,m1n1 p,p*,*,中间轴:=2.83*0.97*0.98=2.69 KW 2131 - 4 - 课程设计 n1 n==960/4.43=216.70 r/min 2i1 9550*P2T==118.55N ,m2n2 p,p*,*,低速轴:=2.69*0.97*0.98=2.56 KW 3231 n2 n = 216.70/3.40=63.74r/min 3=i2 9550*P3T= =383.56 N ,m3n3 p,p*,*, 滚筒轴: =2.56*0.99*0.98=2.48 KW 4321 n= n =63.74/1=63.74r/min43/1 9550*P4T== 371.57 N ,m4n4 各轴运动与动力参数如下表: 轴号 转速n/(r/min) 功率P/kW 扭矩T/(N*m) 0 960 2.86 28.45 1 960 2.83 28.15 2 216.70 2.69 118.55 3 63.74 2.56 383.56 4 63.74 2.48 371.57 - 5 - 课程设计 3、传动零件的设计计算(确定齿轮传动的主要参数) A高速齿轮的计算 1选精度等级、材料及齿数 1)材料及热处理; ( 选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调 质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (2)精度等级选用7级精度; (3)试选小齿轮齿数z1,24， 大齿轮齿数z2,z1*i=24*4.43=106.32 所以齿数取106; ,选螺旋角，初选螺旋角=14 , 2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。 32KTZZu,12t1HE,，，()d t1,,,[]ud,H (1)确定公式内的各计算数值 1)试选Kt,1.6 2)选取尺宽系数φd,1 3)由图10-30选取材料的区域系数Z,2.435 H 4)由图10-26查的,,0.78 ,1 ,,0.87 ,2 ,,0.78，0.82,1.6则5 , 5)小齿轮传递的转矩为28450 N.mm 12Mpa6)材料的弹性影响系数Z,189.8 E 7)小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1,600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2,550MPa 8)计算应力值环数 N=60nj =60×960×1×(8×300×10) Lh11 9=1.38×10h 98N=1.38×10/4.43=3.12×10h 2 9)由图10-19查得:K=0.92 K=0.96 ,,2,,1 10)齿轮的接触疲劳需用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1, - 6 - 课程设计 K,HN1Hlim1[]==0.92×600=552 ,MPaH1S K,HN2Hlim2[]==0.96×550=528 ,MPaH2S 许用接触应力 [,],([,]，[,])/2,540MPa HH1H2 (2)设计计算 ?小齿轮的分度圆直径d 1t 32KTZZu，12t1HE,，，()d 1t,,,u[]d,H 342，1.6，2.845，104.43，12.435，189.82，，(),36.73mm= 1，1.654.43540 ?计算圆周速度 , ,dn3.14，36.73，9601t1 ,,,1.85m/s,　60，100060，1000?计算齿宽b和模数 mnt 计算齿宽b b==36.73mm ,，dd1t : 初选螺旋角=14 , dcos36.73，cos14,1t,,1.48mm= mntZ241 b?计算齿宽与高之比 h m h=2.25 =2.25*1.48=3.33 nt 36.73b = =11.030 3.33h ?计算纵向重合度 ,tan,0.318，1，24，tan14,=0.318=1.903 ,,,,d1 ?计算载荷系数K 根据表10-2 查得使用系数=1 KA Pv,1.85m/s根据,7级精度, 查课本由表10-8得 194 动载系数K=1.08 V P查课本由表10-4得K==1.517 196H, P查课本由表10-3 得: K==1.2 K195H,F, - 7 - 课程设计 故载荷系数: K,KKKK =1*1.08*1.2*1.517=1.96 AVH,H,?按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径: 331.96k/kd=d=36.73×=39.30 mmt1t11.6?计算模数: mn dcos39.30，cos14,1,,1.59mm= mnZ241 (3). 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式: 32,2cosKTYYY1,FS,,()? mn2,[],,Z1Fda 1) 确定公式内各计算数值 ? 计算载荷系数K K,KKKK=1*1.08*1.2*1.35=1.75 AVF,F,? 轴向重合度 1.903 螺旋角影响系数 0.88 ? 计算当量齿数 :3z,z/cos,24/ cos14,26.27 v1 :3z,z/cos,106/ cos14,116.04 v2 ?由表10-5查取齿形系数 YY,2.592 ,2.167 Fa1Fa2 Y? 应力校正系数 sa YY,1.596 ,1.911 sa1sa2 ?弯曲疲劳寿命系数: K=0.86 K=0.95 FN2FN1 ? 弯曲疲劳应力 K0.86，500,FN1FF1,,307.14[]= ,F1S1.4 K0.95，530,FN2FF2,,257.86[]= ,F2S1.4 YFFS,,? 计算大小齿轮的 [,]F - 8 - 课程设计 YF2.592，1.596FS1,1, ,,0.01346,[]307.14F1 YF2.167，1.911FS2,2, ,,0.01606,[]257.86F2 大齿轮的数值大.选用. 2)设计计算 计算模数 ? 32，1.96，28450，0.88，0.94，2.167，1.911 m,mm,1.16mmn21，24，1.65，257.86 :39.30，cos14按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm z==19.07 n1mn 取 19 那么z=84 2 3 几何尺寸计算 (1)计算中心距 ()z，zm(19，84)*212n a===106.15mm :2cos,2，cos14 将中心距圆整为106 mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (,，,)m(19，84)，2:12n,arccos,14.07=arccos ,2a2，106 因值改变不多,故参数,,等不必修正. ,k,Z,,h(3)计算大.小齿轮的分度圆直径 zm，1921n,d==39.175 mm1cos,cos14.07 zm，8422n,d==173.20 mm2cos,cos14.07 (4)计算齿轮宽度 ,d,1，39.175mm,39.175mmB= 1 B,40B,45圆整的 21 B低速齿轮的计算 1选精度等级、材料及齿数 (1)材料及热处理; - 9 - 课程设计 选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调 质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (2)精度等级选用7级精度; (3)试选小齿轮齿数z1,24，大齿轮齿数z2,82; 2 按齿面接触强度设计 32KTZZu,12t1HE,，，()d t1,,,[]ud,H 1)确定公式内的各计算数值 ( 1)试选Kt,1.6 2)选取尺宽系数φd,1 3)材料的区域系数Z,2.435 H ,,0.864) ,,0.78,2,1 ,,0.78，0.86,1.64则 , 5)小齿轮传递的转矩为118550 N.mm 6)材料的弹性影响系数Z,189.8Mpa E 7)小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1,600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2,550MPa 8)计算应力值环数 N=60nj =60×216.70×1×(1×8×300×10) Lh11 83.12×10h 87N=3.12×10/3.4=9.18×10h 2 9)查得:K=0.96 K=0.98 ,,2,,1 10)齿轮的接触疲劳需用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1, K,HN1Hlim1[]==0.96×600=576 ,MPaH1S K,HN2Hlim2[]==0.98×550=539 ,MPaH2S 许用接触应力 [,],([,]，[,])/2,557.5MPa HH1H2 (2)设计计算 ?小齿轮的分度圆直径d 1t - 10 - 课程设计 32KTZZu，12t1HE,，，()d 1t,,,u[]d,H 32，1185504.42.435，189.82= ，，(),59.03mm 1，1.643.4557.5 ?计算圆周速度, ,dn3.14，59.03，216.701t1 ,,,0.67m/s,　60，100060，1000?计算齿宽b和模数 mnt 计算齿宽b b==59.03mm ,，dd1t 计算摸数m n : 初选螺旋角=14 , dcos59.03，cos14,1t,,2.39mm= mntZ241 b?计算齿宽与高之比 h h=2.25 mt=2.52*2.39=6.0228mm n 59.03b = =9.80 6.0228h ?计算纵向重合度 ,tan,0.318，1，24，tan14,=0.318=1.903 ,,,,d1 ?计算载荷系数K 使用系数=1 KA v,0.67m/s根据,7级精度, 查课本由表10-8得 P192动载系数K=1.01, V 查课本由表10-4得K=1.5225 P194H, 查课本由表10-3 得: K==1.2 PK193H,F,故载荷系数: K,K K K K =1*1.01*1.5225*1.2=1.845 H,H, ?按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 331.845K/Ktd=d=59.3×=61.90 mm1t11.6?计算模数 mn dcos61.90，cos14,1,,2.5mm= mnZ241 - 11 - 课程设计 (3). 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 32,2cosKTYYY1,FS,,()? mn2,[],,Z1Fda 1) 确定公式内各计算数值 ? 计算载荷系数K K,K K K K=1*1.01*1.2*1.35=1.6362 ? 轴向重合度 1.903 螺旋角影响系数0.88 ? 计算当量齿数 :3z,z/cos,24/ cos14,26.27 :3z,z/cos,82/ cos14,89.76 ?查取齿形系数 Y,2.592 Y,2.194 ? 应力校正系数Y Y,1.596 Y,1.783 ?弯曲疲劳寿命系数: K=0.95 K=0.98 FN2FN1 ? 弯曲疲劳应力 K0.95，480,FN1FF1,,325.71[]= ,F1S1.4 K0.98，530,FN2FF2,,371[]= ,F2S1.4 YFFS,,? 计算大小齿轮的 [,]F YF2.592，1.596FS1,1, ,,0.0127,[]325.71F1 YF2.194，1.783FS2,2, ,,0.01054,[]371F2 小齿轮的数值大.选用. 2)设计计算 ? 计算模数 - 12 - 课程设计 322，1.6，118550，0.88，cos14，2.592，1.596m,mm,1.6mm n21，24，1.64，325.71 按GB/T1357-1987圆整为标准模数, :61.9，cos14取m=2mm z==30.03 n1mn 那么z=z*3.4=102.1 21 z=30 1 z=102 2 3 几何尺寸计算 (1)计算中心距 ()z，zm12n a==136.04 mm2cos, (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (,，,)m12n,13.93=arccos ,,2 因值改变不多,故参数,,等不必修正. ,,kZ,,h(3)计算大.小齿轮的分度圆直径 zm1n,d=61.86 mm1cos, zm2n,d=210.31 mm2cos, (4)计算齿轮宽度 ,d,1，61.86mm,61.86mmB= 1 B,65B,70圆整的 21 4、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算 - 13 - 课程设计 5、箱体设计及说明 减速器机体结构尺寸设计(低速级中心距a=155mm) 名称 符号 计算公式 结果 , 箱座厚8 ,,0.025a，3,8度 箱盖厚8 ,,0.02a，3,8 ,11 度 箱盖凸12 b,1.5, b111 缘厚度 bb,1.5箱座凸,12 缘厚度 箱座底20 b,2.5, b22 凸缘厚度 地脚螺M18 d,0.036a，12 dff 钉直径 n 地脚螺查手册 4 钉数目 轴承旁M14 d,0.75d d1f1 联结螺栓直 径 盖与座M10 =(0.5, 0.6) dd df22 联结螺栓直 径 视孔盖M6 d=(0.3,0.4) dd 4f4 螺钉直径 d定位销M8 =(0.7,0.8) dd2 - 14 - 课程设计 直径 查手册表11—2 22 ，，dd Cf11 18 至外箱壁d216 的距离 查手册表11—2 20 ，,至ddd Cf122 14 凸缘边缘距 离 外箱壁47 =++(5,10) llCC1112 至轴承端面 距离 大齿轮20 >1.2, ,,11 顶圆与内箱 壁距离 齿轮端25 , > ,,22 面与内箱壁 距离 箱盖，箱8.5 m,0.85,,m,0.85, m,m111 座肋厚 8.5 轴承端盖82(1轴) D,D+(5,5.5) d D232 外径 87(2轴) 108(3轴) S轴承旁82(1轴) S,D2 联结螺栓距87(2轴) 离 108(3轴) - 15 - 课程设计 6、键联接的选择和计算 (1)a,低速级的校核 两键均采用圆头普通平键 bhLmmmmmm，，,，，14950与齿轮联接处的键为 查表得6-2查得许用应力=100,120Mpa，取其中间值=110Mpa，键,,,,,,pp工作长度L’=L-b=50-14=36mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.45mm, 33210T，2287.2710，，3得 ,,,,,,,MpaMpaMpa51.07[]110ppkld4.55050，， (合格) b,低速级与联轴器联接处键为 bhLmmmmmm，，,，，10870查表得6-2查得 许用应力=100,120Mpa， ,,,p l,L,b,70,16,54mm键工作长度， 键与轮毂键槽的接触高度 =5mm, K,0.5h,0.5，10mm 33210T，2287.2710，，3得 ,,,,,,,MpaMpaMpa54.0[]110ppkld47038，， (合格) (2)中间轴键校核: 两键均采用圆头普通平键 bhLmmmmmm，，,，，8745与宽齿轮联接处键为: 查表得6-2查得许用应力=100,120Mpa，取其中间值=110Mpa， ,,,,,,pp lLbmm,,,,,45837键工作长度， 键与轮毂键槽的接触高度 Khmm,,0.53.5 33210286.710T，，，得 ,,,,,,,MpaMpaMpa44.6[]110ppkld3.53730，， (合格) - 16 - 课程设计 与细齿轮联接处键为 bhLmmmmmm，，,，，10832 查表得6-2查得许用应力=100,120Mpa， ,,,p 取其中间值=110Mpa。 ,,,p lLbmm,,,,,321022键工作长度， 键与轮毂键槽的接触高度, Khmm,,0.54 33210286.710T，，，得 ,,,,,,,MpaMpaMpa51.85[]110ppkld42238，， 合格 (3)轴1(高速轴)与联轴器配合的键 键为 bhLmmmmmm，，,，，6636查表得6-2查得 许用应力=100,120Mpa， ,,,p lLbmm,,,,,36630键工作长度， 键与轮毂键槽的接触高度 Khmm,,，,0.50.563 33210220.810T，，，1(合格) ,,,,,,,MpaMpaMpa25.6[]110ppkld33018，， - 17 - 课程设计 7、联轴器的选择 由于凸缘联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 联轴器的设计计算: (1)，高速级 K,1.3由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为， A TKTNmNm,,，,,,1.320.827.04计算转矩为 caA3 查手册选用HL4型凸缘联轴器 其主要参数如下: 材料HT200 TNm,,40公称转矩 n 轴孔直径18mm , 半联轴器与轴配合的毂孔长度L=42mm. (2)，对于低速轴联轴器的选择: K,1.3TKTNmNm,,，,1.3287.373.1.工况系数，计算转矩 AcaA3 查手册选用Yl9型凸缘联轴器 其主要参数如下: 材料HT200 TNm,,400公称转矩 n 轴孔直径38mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L=82mm , - 18 - 课程设计 8、润滑和密封的选择 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其 5(1.5~2)10./min，mmr速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。 9、减速器附件的选择及说明 (1)窥视孔 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸 进箱体进行检查操作为宜。窥视孔处应设计凸台以便于加工。 (2)通气器 通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲 路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通 气器。 (3)油面指示器 用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最 低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座 孔。 (4)放油孔 放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时， 箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底 面，以免排油不净。 (5)定位销 常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常 将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。 (6)起盖螺钉 起盖螺钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与凸缘 联接螺钉直径相同。 - 19 - 课程设计 10、设计总结 转眼三周半的课程设计临近尾声，通过这次设计实践，我对机械设计有了更全面、更深入地了解与认识。本次课程设计填补了以往课堂上，我们只是很公式化的解题，对于实际的工程设计计算没有具体的概念。 查表、计算、绘图这些对于还不是很熟练的我们来说真不是很容易，进度慢，返工多是比较普遍的现象，但是通过老师不辞辛劳的指导，解答我们的疑问，指出我们设计上的缺陷，指引我们的思路，使我们在设计过程中获益匪浅，在此表示衷心的感谢。机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如:在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 虽然三个星期的时间并不算长，但却使得我获得了很多课上学不到的知识，初步掌握了查找工程用工具书进行机械设计的基本步骤与技能，翻书查表，定尺寸取公差，直至最后的绘图，将设计付诸于图纸这一系列的过程和经验，对我今后的学习和工作无疑是十分珍贵的。 参考资料: [1]《机械设计》第八版高等教育出版社，2006、5(09年重印) [2]《机械原理》第七版高等教育出版社 [3]《机械制图》清华大学出版社，2006、7 [4]《机械设计课程设计》北京工业大学出版社，2000、2 [5]《工程力学》高等教育出版社 - 20 -