机械设计课程设计-双级圆柱齿轮减速器.docx

成朋朋机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器 计 算 及 说 明结 果一、设计任务书 1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据 输送带有效拉力 f=3200n 输送带工作速度 v=1.3m/s（允许误差5%） 输送带滚筒直径 d=300mm 减速器设计寿命为5年，3、工作条件两班制工作，每年工作300天，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220v的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，再经过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带7工作。三、电动机的选择 1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率pw= 32001.31000= 4.16kw 总=011223344w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504pr=4.160.8504=4.892 kw取电动机额定功率 pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速 n=600001.33.14300=82.80r/min 由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=1000r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率pr=1000r/min等，选用y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为y132m26，其主要数据如下：电动机额定功率pm=5.5kw电动机满载转速nm=960r/min电动机轴伸直径d=38mm电动机轴伸长度e=80mm电动机中心高h=132mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=96082.80=11.59由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12=1.311.59=3.88低速传动比i23=11.593.88=2.99传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=3.88，i23=2.99，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=960r/minp0=pr=4.892kwt0=9550=95504.892960=48.67nm1轴（减速器高速轴）：n1= =9601=960r/minp1=p001=4.8920.99=4.84kwt1=t0i0101=48.6710.99=48.18nm 2轴（减速器中间轴）：n2= =9603.88=247.42 r/minp2=p112=4.840.9603=4.65kwt2=t1i1212=48.183.880.9603=179.52nm3轴（减速器低速轴）： n3= =247.422.99=82.75r/minp3=p223=4.650.9603=4.47kwt3=t2i2323=179.522.990.9603=515.46nm 4轴（滚筒轴）n4= =82.751=82.75r/minp4=p334=4.470.9801=4.38kwt4=t3i3434=515.4610.9801=505.20nm上述计算结果和传动比效率汇总如下：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)960960247.4282.7582.75功率p(kw)4.164.844.654.474.38转矩t(nm)48.6748.18179.52515.46505.20两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i13.882.991传动效率0990.96030.96030.9801六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 hbs=230250 大齿轮选用45钢，正火处理 hbs=190210 （2）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮flim1=250mpa 大齿轮flim2=220mpa 寿命系数 应力循环次数 nf1=1.38109 nf2=1.19108 由图13-10 yn1=0.9 yn2=0.93 应力修正系数 yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 sflim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） f2=327.36mpa（3）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮hlim1=580mpa 大齿轮hlim2=550mpa 应力循环次数 nh1=1.38109 nh2=1.19108由图1314得 zn1=0.9 zn2=0.93由表13 4 得 最小安全系数 shmin=1则需用接触应力为： h1= =5800.91=522mpa h2= =5500.931=511.5mpah1 h2取h1 = h2 = 511.5mpa（4）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数由表132，取k=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.35弹性系数 由表135 ， ze=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，zh=2.46重合度系数取z1=22 ，z2=iz1=224.14 = 91.08 ，取z2=91i=u=4.1363（误差0.1%5%）端面重合度由式1319 =1.66 得： = 1.66 ,y= 1.49由式1324 ， z= =0.776螺旋角系数由式1325 ，z =0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(4.14+1) 3（189.82.460.780.989511.5）25001.248.180.354.14=110.34mmmn=2110.34cos1222+91=1.91取mn=2mm：重求中心距a = =115.52mm圆整中心距，取a = 118mm调整= cos-1=cos-1=16.738（在820取值范围内） （5）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=22， z2=91 ；模数： mn=2mm确定实际齿数比：分度圆直径：d1=45.950mmd2=190.052mm确定齿宽：b=b2=aa=1180.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm （6）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 同理可得：f2=327.36 mpa 当量齿数zv1=25.05(按25查表)zv2=91cos316.738=103.69（按150查表） 齿形系数yfa和修正系数ysa由表133 ，yfa1=2.62 ysa1=1.59 yfa2=2.14 ysa2=1.83 重合度系数y由式1319 =1.62 螺旋角系数查图1317 ， 取y= 0.88 校核弯曲强度f1 = 2000248.184545.9522.620.7130.88=45.96mpa f1 同理，f2 = 51.65 mpa f2 两齿轮弯曲强度足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (1)却定第二级齿轮相关系数 根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：n2=n1/i1=960/3.88=247.42 r/mini2=i/i1=11.59/3.88=2.99 n3=247.42/2.99=82.75 r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 hbs=230250 大齿轮选用45钢，正火处理 hbs=190210（3）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮flim1=250mpa 大齿轮flim2=220mpa 寿命系数 应力循环次数 nf1=601247.42530016=3.56108 nf2=1.19108 由图13-10 yn1=0.93 yn2=0.94 应力修正系数 yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 sflim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） f2=330.8mpa（4）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为:小齿轮hlim1=580mp 大齿轮hlim2=550mpa 应力循环次数 nh1=60247.42300516=3.56108 nh2=60182.75530016=1.19108由图1314得 zn1=0.94 zn2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 shmin=1则需用接触应力为： h1= =545.2mpa h2= =528mpah1 h2h = h2 = 528mpa（5）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数由表132，取k=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.43弹性系数 由表135 ， ze=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，zh=2.46 合度系数取z1=28 ，z2=iz1=283.19 = 89.32 ，取z2=89i=u=3.178（误差小于5%）端面重合度,由式（13-19） =1.69由式1324:= 1.69 = 1.49螺旋角系数由式1325 ，z=0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(3.19+1)3(189.82.460.7690.989528)25001.2179.520.433.19 =137.05mmmn=2.36 取mn=2.5mm重求中心距 a = =149.5mm圆整中心距，取a = 150mm调整= cos-1=cos-1=12.838 （6）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=28， z2=89；模数： mn=2.5mm实际齿数比：确定分度圆直径：d1=71.794mmd2=228.205mm确定齿宽：b=b2=aa=1500.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm （7）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 f1=372mpa f2=330.8 mpa 当量齿数zv1=30.20 （按30查表）zv2=96.02 （按100查表） 齿形系数yfa和修正系数ysa由表133 ，yfa1=2.52 ysa1=1.625yfa2=2.18 ysa2=1.79 重合度系数y由式1319，y=0.607 =1.686 螺旋角系数查图1317 ， 取y= 0.89 校核弯曲强度 f1 =20001.2179.526571.7942.52.520.6950.89 =57.56mpa f1 同理计算得：f2 e x=0.56 y=2.09 fp=1.2pr=2609.7n cjs=29071 cr 故6307轴承满足要求d=80mm b=21mm damin=44mm中间轴（2轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力fr= n，轴承所受径向力fa=568.2n，轴承工作转速n=247.42 r/min。初选深沟轴承；6406， 基本额定动载荷：cr=47500n，基本额定静载荷：c0r=24500n,facor=0.023 e=0.217 fafr=0.14e x=1 y=0 fp=1.2pr=4804.8n cjs=34062 cr 故6406轴承满足要求d=90mm b=23mm damin=39mm低速轴（3轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力fr=n，轴承工作转速n=82.75r/min。初选深沟轴承；6210， 基本额定动载荷：cr=35000n，基本额定静载荷：c0r=23200n, fp=1.2pr=3943.67n cjs=19406 cr 故6210轴承满足要求d=90mm b=20mm damin=57mm九、键连接和联轴器的选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：高速轴的工作转矩t=48.18nm，工作转速n=960r/min。查表181，工作情况系数，取k=1.4。计算转矩tc=kt=1.448.18= 67.45nm查表附表f-2查得：高速输入轴（与电动机相连的一边）选用tl型弹性套柱销联轴器tl5联轴器gb 432384，d=32mm，l=82mm许用转矩t=250nm，许用转速n=3800r/min。因tct，nn，故该联轴器满足要求。低速轴联轴器选用tl7gb 432384 许用转矩t=500nm，许用转速n=3600r/min因tct，nn，故该联轴器满足要求。选a型普通平键，d=32mm查表1516，初选 108gb109679：b=10mm，h=8mm，l=70mmp=12.868mpa p强度足够。（2）中间轴（2轴）上的键连接选择小齿轮选a型普通平键，d=42mm查表1516，初选128 gb109679：b=12mm，h=8mm，l=33mmp=70.875mpa p强度足够。大齿轮选a型普通平键，d=42mm查表1516，初选128gb109679：b=12mm，h=8mm，l=60mmp=49.117 p强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：低速轴的工作转矩t=600.9271nm，工作转n=54.5955r/min。查表181，工作情况系数，取k=1.4。计算转矩tc=kt=1.4600.927=841.298nm查表，选用hl弹性柱销联轴器hl4联轴器gb 584386，d=40mm，l=84mm。许用转矩t=1250nm，许用转速n=4000r/min。因tct，nn，故该联轴器满足要求。选a型普通平键，d=40mm查表1516，初选108 gb109679：b=10mm，h=8mm，l=84mmp=0.1mpa p强度足够。pw=4.16 kw总=0.8504pr=4.892 kwpm=5.5kwns=1000r/miny132m26i=11.59i12=3.88i23=2.99n0=960r/minp0=4.892kwt0=48.67nmn1=960r/minp1=4.84kwt1=48.18nmn2=247.42r/minp2=4.65kwt2=179.52nmn3=82.75 r/minp3=4.47kwt3=515.46nmn4=82.75r/minp4=4.38kwt4=505.20nmhbs=230250hbs=190210nf1=1.38109nf2=1.19108yn1=0.9 yn2=0.93yst=2sflim=1.25f1=360mpaf2=327.36mpanh1=1.38109 nh2=1.19108zn1=0.9 zn2=0.93shmin=1h1 =522mpah2=511.5mpah=511.5mpak=1.2d=0.9a= 0.35ze=189.8zh=2.46z1=22z2=91z=0.776z=0.989mn=2mma =118mm=16.738d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mmf1 =360 mpa f2 =327.36 mpayfa1=2.62 ysa1=1.59yfa2=2.14 ysa2=1.83y=0.713y= 0.88f1=45.96mpa f1shbs=230250hbs=190210nf1=3.56108 nf2=1.19108yn1=0.93 yn2=0.94yst=2sflim=1.25f1=372mpaf2=330.8mpahlim1=580mpahlim2=550mpanh1=3.56108nh2=1.19108zn1=0.94 zn2=0.96shmin=1h1 =545.2mpah2= 528 mpah=528 mpak=1.2d=0.9a= 0.43ze=189.8zh=2.46z1=28z2=89 =1.69 =1.49z=0.769z=0.989a =150mm=12.838mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mm yfa1=2.52 ysa1=1.625 yfa2=2.18ysa2=1.79y=0.695f1=57.56mpa f1f2 10mm箱体外壁至轴承座端面距离kk=c1+c2+(58)40剖分面至底面高度hh(11.2)a156mm十一、减速器附件的设计1、 窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下a100mma1130mma2115mmb96mmb1136mmb21160mmd4m6r5mmh3mm2、通气器选用简单式通气器参照机械设计 课程设计表6-4，选用m271.5型通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下：d115b8b30h122h12b16h45d332h132d418a6l324孔数6k10d2363、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定轴系部件的轴向位置，现确定尺寸如下：以下依次为低速轴，中间轴，高速轴的轴承端盖d0=d3+1mm=10mm轴承外径（d）螺栓直径（d3）螺栓数目（n）d0=d+2.5d3=135mmd2=d0+2.5d3=160mme=1.2d3=13.3114=e1em由结构确定d4=d-(1015)mm=100mmb1 ，d1由密封尺寸确定110mmm106d0=d3+1mm=9mm72mmm8m4d0=d+2.5d3=92mmd2=d0+2.5d3=112mme=1.2d3=9.610=e1em由结构确定d4=d-(1015)mm=62mmb1 ，d1由密封尺寸确定d0=d3+1mm=9mm80mmm84d0=d+2.5d3=100mmd2=d0+2.5d3=120mme=1.2d3=9.610=e1em由结构确定d4=d-(1015)mm=70mmb1 ，d1由密封尺寸确定4、定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=6mm