机械课程设计报告书-同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc

华侨大学课程设计说明书共30页第页设计计算及说明结果一、设计任务书1.1题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器1.2传动示意图图1传动方案示意图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器1.3设计原始数据1、运输工作拉力f（n）：37002、运输带工作速度v（m/s）：1.53、卷筒直径d（mm）：4004、工作条件：一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）设计计算及说明结果5、使用期限：十年、大修期三年6、生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮和涡蜗轮7、生产批量：10台8、动力来源：电力、三相交流、电压220/380伏9、运输带速度允许误差：初选载荷系数2计算小齿轮传递的转矩nmm3由表10-7选齿宽系数4由表10-6选材料的弹性影响系数 mpa1/25由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限550mpa6由式10-13计算应力循环次数=齿轮计算的有关公式与参数均引自机械设计（高等教育出版社第八版，下简称教材）第十章16节软齿面直齿圆柱齿轮传动7级齿轮小齿轮材料为40cr（调质）大齿轮材料为45刚（调质）z1=18z2=117 mpa1/2=600mpa550mpa设计计算及说明结果7由图10-19取接触疲劳寿命系数8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得2）计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值mm =47.495mm2计算圆周速度3.60m/s3计算齿宽b mm4计算齿宽与齿高之比模数mm齿高于是b/h=8.01=47.495mmv=3.60m/s=mmm=2.653mmh=5.968mmb/h=8.01设计计算及说明结果5计算载荷系数根据v=3.60m/s，七级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮，=1由表10-2查得使用系数=1由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑对称布置时 =1.342由b/h=8.01， =1.342，查图1013得，故载荷系数=11.141.1.342=1.5306按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）的7计算模数m（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1）确定公式内的各计算数值1由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ee1=500mpa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限ee2=380mpa2由图10-18取弯曲寿命系数3计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式(10-12)的=1=1 =1.342=1.530=m=2.80mmee1=500mpaee2=380mpa设计计算及说明结果4计算载荷系数， 5查取齿形校正系数，由表10-5查得6查取应力校正系数，由表10-5查得7计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2）设计计算=1.89mm对比计算结果，取m=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=mm来计算应有的，=6.5=6.528=169这样计算的齿轮，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。=1.89mmm=2d1=mm=26169设计计算及说明结果（4）几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 d1=z1m=262=52mm d2=z2m=1692=338mm 2）中心距计算 a=d1+d22=195mm 3）计算齿宽 mm故b2=52，b1=57（5）结构设计由齿轮分度圆直径选小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构。2、低速级（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按所选方案，选用软齿面直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机，速度不高，该厂能生产7、8级齿轮，故选7级齿轮（gb 1009588）3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240hbs，两者材料硬度相差为40hbs. 4）选小齿轮齿数为z1=24，则大齿轮齿数为z2=243.09=74.16，取z2=75（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即1）确定公式内的各计算参数数值1初选载荷系数2计算小齿轮传递的转矩d1= 52mmd2= 338mma=195mmb=52mmb2=52，b1=57小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构软齿面直齿圆柱齿轮传动7级齿轮小齿轮材料为40cr（调质）大齿轮材料为45刚（调质）z1=24z2=75设计计算及说明结果nm3由表10-7选齿宽系数4由表10-6选材料的弹性影响系数 mpa1/25由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 mpa6由式10-13计算应力循环次数=7由图10-19取接触疲劳寿命系数8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得2）计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值mm =96.89mm2计算圆周速度nm mpa1/2=600mpa=550 mpa=96.89mm设计计算及说明结果1.12m/s3计算齿宽b mm4计算齿宽与齿高之比模数mm齿高于是 b/h=10.675计算载荷系数根据v=1.04m/s，七级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮，=1由表10-2查得使用系数 =1由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑对称布置时 =1.430由b/h=10.67， =1.430，查图1013得，故载荷系数=11.021.1.430=1.4596按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）的7计算模数m（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为v=1.12m/sb=477.512mmm=4.04mmh=9.08mmb/h=10.67=1 =1 =1.4301.459m=4.196mm设计计算及说明结果1）确定公式内的各计算数值1由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ee1=500mpa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限ee2=380mpa2由图10-18取弯曲寿命系数3计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式(10-12)的4计算载荷系数， 5查取齿形校正系数，由表10-5查得6查取应力校正系数，由表10-5查得7计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2）设计计算ee2=380mpaee2=380mpa=1.346设计计算及说明结果=1.75mm对比计算结果，取m=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=mm来计算应有的，=6.5=3.0951=158这样计算的齿轮，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 d1=z1m=512=102mm d2=z2m=1582=316mm 2）中心距计算 a=d1+d22=209mm 3）计算齿宽 mm故b2=82，b1=87（5）结构设计由齿轮分度圆直径选小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构3、对两级齿轮进行调整（1）调整中心距由于减速器结构为同轴式，故两级齿轮副的中心距应相等，且中心距数值为整数为好。由于高速机的中心距较小，在保证强度要求的情况下，增加高速机齿轮的齿数可使两中心距相等，同时为了保持所要求的传动比，应尽量按传动比增加齿数,故高1.75mmm=2d1=mm=51=158d1= 102mmd2= 316mma=209mmb2=82，b1=87小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构设计计算及说明结果速级小齿轮齿数增加2，大齿轮的增加13，此时高速级尺寸为z1=26+2=28 d1=mz1=56 b1=62z2=169+13=182 d2= mz2=364 b2=56中心距a=(d1+d2)/2=210 为使低速机的中心距与高速级相等且取整，低速级大齿轮齿数增加1即可。此时低速级尺寸为z1=51 d1=mz1=102 b1=88z2=158+1=159 d2= mz2=318 b2=82中心距a=(d1+d2)/2=210 （2）传动误差分析 1）高速级 i1=d2/d1=364/56=6.5i1=6.5百分误差= （i1- i1）/ i1%=02)低速级 i1=d2/d1=318/102=3.12i1=3.09百分误差= （i1- i1）/ i1%=0.97% 3）总传动百分误差i=i1i2=20.28=(i-ia)/ia%=0.85%误差都很小，故设计的两级齿轮副满足传动精度要求（3）齿轮设计进行小结经以上计算和分析，可知设计的齿轮能满足已知传动的要求，同时也说明了选择的电机合理。高、低速两级的两小齿轮设计为实心式，两大齿轮设计为腹板式。现整理齿轮传动主要参数于表三2.3轴的设计计算以及联轴器和轴承的选择z1=28 d1= 56 b1=62z2=182 d2=364 b2=56a=210z1=51 d1 =102 b1=88z2=158 d2= 318 b2=82a= 210 i1 =6.5= 0i1= 3.12= 0.97%i=20.28 =0.85%高、低速两级的两小齿轮设计为实心式，两大齿轮设计为腹板式设计计算及说明结果表三齿轮传动主要参数名称高速级低速级z1z2z1z2材料40cr调质45钢调质40cr 调质45钢调质齿数2818251159模数2222分度圆直径/mm56364102318齿宽mm62568882压力角/20202020精度等级7777结构形式实心式腹板式实心式腹板式中心距/mm210210传动比6.53.121、轴的结构设计（1）高速轴1）选材，选45钢，调质2）确定最小直径由式(15-2初步估算轴的最小直径，由表15-3，取ao=112，于是有最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应，需选联轴器。由于转速高，此处选弹性柱销联轴器。联轴器的计算转矩tca=kat1，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka=1.3，则 tca= kat1=1.345.11=58.643n.m按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到联轴器令一端与电动机相连，查手册选lz3型联轴器，其主要参数见表四。故最小直径取25mm。轴的设计和计算有关公式均引自教材第十五章材料选45钢，调质最小直径d1=25mm设计计算及说明结果表四lz3型联轴器的主要参数型号（j型）公称转矩/n.m需用转速/r/min轴孔内径/mm孔长度/mmlz363040025443）确定各段直径及长度该轴上其余零件为两轴承和齿轮1，由于l1处需与联轴器轴孔相连，有定位要求，故l1应略小于联轴器轴孔长度，取l1=40mm，d2应高于d1用于定位，取d2=28mm；l2考虑到箱体的安装，取l2=35mm；l3段与轴承相连，故此时应选轴承。因为配合齿轮为直齿轮，几乎无轴向力，故选深沟球轴承，查手册选60006型，其主要参数如表五表五6006型轴承主要参数型号ddbdadacocor6006305513364913.28.3故取d3=30.mm考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取l3=35mm；l4段定位齿轮1，此处轴肩无定位要求，故取d4=32mm，因为齿轮1宽为62mm，故取l4=58；l5段要定位齿轮，故取d5=38mm，l5=8mm；l6段要定位轴承，故取d6=34mm，考虑到对称问题，取l6=10mm，l7段与轴承配合，故取d7=30mm，l7=b=13mm。（2）低速轴1）选材，选45钢，调质2）确定最小直径由式(15-2初步估算轴的最小直径，由表15-3，取ao=112，于是有最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应，需选联轴器。由于转速联轴器选lz3型（手册559页）轴承选6006型（手册384页）材料选45钢，调质设计计算及说明结果底，传递的转矩大，此处选凸缘式联轴器。联轴器的计算转矩tca=kat3，查表14-1，考虑到转变化很小，故取ka=1.3，则 tca= kat3=1.3858.73=1064.349n.m按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到联轴器令一端与电动机相连，查手册选gy7型联轴器，其主要参数见表六，故最小直径取d1=50mm。表六gy7型联轴器的主要参数型号（j型）公称转矩/n.m需用转速/r/min轴孔内径/mm孔长度/mmgy71600480050843）确定各段直径及长度该轴轴上其余零件为两轴承和齿轮4，由于l1处需与联轴器轴孔相连，有定位要求，故l1应略小于联轴器轴孔长度，取l1=82mm，d2应高于d1用于定位，取d2=56mm；l2考虑到箱体的安装，取l2=26mm；l3段与轴承相连，故此时应选轴承。因为配合齿轮为直齿轮，几乎无轴向力，故选深沟球轴承，查手册选6012型，其主要参数如表七表七6012型轴承主要参数型号ddbdadacocor6012608818678831.521.2故取d3=60mm考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取l3=45mm；l4段定位齿轮4，此处轴肩无定位要求，故取d4=64mm，因为齿轮4宽为82mm，故取l4=78；l5端要定位齿轮，故取d5=70mm，l5=8mm；l6段要定位轴承，故取d6=66mm，考虑到对称问题，取l6=15mm，l7段与轴承配合，故取d7=60mm，l7=b=18mm。（3）中间轴最小直径d1=50mm联轴器选gy7型（手册553页）轴承选6012型（手册384页）设计计算及说明结果1）选材，选45钢，调质2）确定最小直径由式(15-2初步估算轴的最小直径，由表15-3，取ao=112，于是有最小直径处与轴承相连，故此时应选轴承，因为配合齿轮为直齿轮，几乎无轴向力，故选深沟球轴承，查手册选6008型，其主要参数如表八表八6008型轴承主要参数型号ddbdadacocor6008406815466217.011.8故取d1=40mm3）确定各段直径及长度考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取l1=40mm；l2段定位齿轮2，此处轴肩无定位要求，故取d2=44mm，因为齿轮2宽为56mm，故取l2=52；l3段要定位齿轮，故取d3=52mm； l5与轴承配合，故取d5=40mm，考虑到安装及箱体与齿轮的距离，取l5=27mm，l4段无定位要求，故取d4=44mm；对与l3段，其长度由高速轴和低速轴决定，由传动方案图，取高低速两轴间隙为3mm，故有l3=（10+13+8+8+18+15+15+3）mm=75mm2、轴的校核（1）高速轴高速轴空间受力图和扭、弯矩图如下材料选45钢，调质轴承选6008型（手册383页）最小直径d1=40mm设计计算及说明结果易知安装齿轮处为危险截面，其受力各参数如表九表九高速轴危险截面受力参数载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=fnh2=790nfnv1=fnv2=288弯矩mmh=395m.mmv=14.4n.m总弯矩m=42.04n.m扭矩tt=44.21n.m由式15-5及上表数据，取=0.6，得轴的计算应力为查表15-1知45调质钢的【】-1=60mpa因此轴安全。=15.17mpa安全设计计算及说明结果（2）低速轴底速轴空间受力图和扭、弯矩图如下易知安装齿轮处为危险截面，其受力各参数如表十由式15-5及上表数据，取=0.6，得轴的计算应力为=19.42mpa安全设计计算及说明结果表十低速轴危险截面受力参数载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=fnh2=2591nfnv1=fnv2=843弯矩mmh=155.46m.mmv=56.58n.m总弯矩m=165.036.m扭矩tt=802.36n.m查表15-1知45调质钢的【】-1=60mpa因此轴安全。（3）中间轴中间轴轴空间受力图和扭、弯矩图如下设计计算及说明结果易知安装齿轮4处为危险截面，其受力各参数如表十一表十一高速轴危险截面受力参数载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=2405n，fnh2=-3933nfnv1=875n，fnv2=1585n弯矩mmh=254.0m.mmv=95.1n.m总弯矩m=271.48n.m扭矩tt=273.16n.m由式15-5及上表数据，取=0.6，得轴的计算应力为查表15-1知45调质钢的【】-1=60mpa因此轴安全。2.4键的选择及计算本减速器总共用到了六个键，现均选45钢作为键的材料，由于此键无特殊要求，综合考虑均初选a型平键，由表6-2查得键的需用挤压力，对各个键的具体尺寸选择和校核如下1、连接轴和电机的键（键1）此处长度为40mm，直径为25mm，故键尺寸选为bh=87，l=36mm，故键的有效尺寸为l=l-b=28mm，k=0.5h=3.5mm，由式6-1得，故选择合理2、连接轴和齿轮1的键（键2）此处长度为58mm，直径为32mm，故键尺寸选为bh=108，l=50mm，故键的有效尺寸为l=l-b=40mm，k=0.5h=4mm，由式6-1得=37.57mpa安全键的有关公式和参数均引自教材第六章选材为45钢a型平键bh=87，l=36mm选择合理bh=108，l=50mm选择合理设计计算及说明结果故选择合理3、连接轴和齿轮2的键（键3）此处长度为52mm，直径为44mm，故键尺寸选为bh=128，l=45mm，故键的有效尺寸为l=l-b=33mm，k=0.5h=4mm，由式6-1得故选择合理4、连接轴和齿轮4的键（键4）此处长度为84mm，直径为44mm，故键尺寸选为bh=128，l=70mm，故键的有效尺寸为l=l-b=58mm，k=0.5h=4mm，由式6-1得故选择合理5、连接轴和齿轮3的键（键5）此处长度为78mm，直径为64mm，故键尺寸选为bh=1811，l=70mm，故键的有效尺寸为l=l-b=52mm，k=0.5h=5.5mm，由式6-1得故选择合理6、连接轴和传输带的键（键6）此处长度为80mm，直径为50mm，故键尺寸选为bh=1610，l=70mm，此处选a型平键强度不够，故选b型，键的有效尺寸为l=l=70mm，k=0.5h=5mm，由式6-1得故选择合理，各键的的尺寸整理与表十二2.5高速级轴承的计算校核高速级轴承为深沟球轴承，其只有径向力，故有bh=128，l=45mm选择合理bh=128，l=70mm选择合理bh=1811，l=70mm选择合理bh=1811，l=80mm选择合理轴承的校核有关公式和参数均引自教材第十三章设计计算及说明结果表十二各键的主要参数名称键1（a平）键2（a平）键3（a平）键4（a平）键5（a平）键6（b平）bh/mm8710812812818111610l/mm365045707070 fr=ft/tan=2t/d=244.211000tan2056=575n查表13-6取fp=1.2，故轴承胆量载荷为 p=fpfr=1.2575=690n因为n=1440r/min,lh=8130010=24000h,于是由式（13-6）得轴承的基本动载荷为而co=13200n，故选择符初步正确，还需进一步进行寿命校核所以轴承选择正确,，整理各级轴承擦参数于表十三表十三各轴上轴承主要参数名称型号d./mmd/mmb/mmda/mmda/mmco/kngor/kn高速级6006305513364913.28.3低速机6012608818609431.521.2中间轴6008406815466217.011.82.6减速器结构设计1、确定箱体的结构和主要尺寸本减速器采用剖分式箱体，分别由箱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fr=575np= 690nc=8799，安全l=81033h，安全减速器结构设计有关公式和参数均引自指导书第三章设计计算及说明结果细加工。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。其主要尺寸如表十四 表十四 箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚=8mm箱盖壁厚11=8mm箱体凸缘厚度b，b1，b2箱座b=1.5=12mm箱盖b1=1.5=12mm箱底座b2=2.5=20mm加强肋厚m，m1箱座m=0.85=7mm箱盖m=0.85=7mm地脚螺钉直径df0.036a+12=18.39（m20）地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75df=15 取（m16）箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.50.6) df取（m10）轴承盖螺钉直径和数目d3，nd3=8 n=4观察孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4) 取（m6）df、d1、d2至外箱壁距离c1df: c1=26mmd1: c1=22mmd2: c1=16mmdf、d2至凸缘边缘的距离c2df: c2=24mmd1：c2=20mmd2: c2=14mm轴承旁凸台高度半径r1r1= c2=22mm箱体外壁至轴承座端面的距离l1l1=c1+c2+(510)=60mm大齿轮顶圆至箱体内壁的距离1.210齿轮端面至箱体内壁的距离10凸台高度h50轴承端盖外径d2（5+5.5）d3=115120轴承端盖凸缘高度 t（11.2）d3=1012轴承旁连接螺栓距离s1202、减速器主要附件的选择设计计算及说明结果（1）窥视孔和窥视孔盖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。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。其结形式如下图：主要参数见表十五表十五窥视孔和窥视孔盖（2）通气器aa1a0bb1b0d4h150180165142.5172.5157.5m62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。 通气器选m271.5（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。油标尺选用m16，其结构图如下（4）放油孔和油塞通气器选m271.5油标尺选用m16设计计算及说明结果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。选m161.5。（5）起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。其结构图如下：（6）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。取定位销直径d10mm。（7）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。3、减速器主要零件配合性质的确定（1）齿轮与轴齿轮在轴上一有键定位，但为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮毂与轴为过盈配合，配合代号为h7/n6（2）联轴器与轴 联轴器与轴已有键定位，但为了保证两者有良好的对中性，性质联轴器一轴为过盈配合，配合代号为h7/k6(3)轴承与轴选m161.5径d10mm配合代号为h7/n6配合代号为h7/k6设计计算及说明结果滚动轴承与