机械设计基础课程设计（毕业设计）展开式二级圆柱齿轮减速器

机械设计基础课 程 设 计题目名称 展开式二级圆柱齿轮减速器学院（系） 专 业 材料成型及控制工程班 级 学 号 姓 名 指导教师 目 录1、电机的选择032、传动装置的运动和动力参数 053、V带的设计 064、减速器输入轴齿轮的设计085、输出轴齿轮的设计116、输入轴的设计147、输出轴的设计238、减速箱的结构尺寸279、轴承端盖的参数2910、轴承的参数3011、齿轮的参数3012、带轮的参数31一、选择电机4二、确定传动装置的总传动比和分配传动比：4三、计算传动装置的运动和动力参数：5四、设计V带和带轮：6FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N163、箱体结构应具有良好的工艺性19一、选择电机1. 工作机所需功率Pw：=2.24 kw带传动效率：0.95每对轴承传动效率：0.98圆柱齿轮的传动效率：0.97联轴器的传动效率：0.99 卷筒的传动效率：0.96 链传动效率：0.96说明：-电机至工作机之间的传动装置的总效率： =*0.96*0.96*0.99=0.722 =3.01kw=36.38r/min 2.确定电机转速：查机械设计课程实际第7页表2-1： 带的传动比，取2.0 链的传动比，取2.0 齿轮的传动比，两个齿轮均取3.0 总传动比： =2*2*=36 所以电动机转速是： =*=36.38*36=1309r/min 根据 ，初选电动机， 根据电动机所需功率和转速查手册第317页表10-8 机械设计课程设计手册查出电动机型号为Y112M4。其额定功率为4.0kw，转速为1140 r/min ，基本符合所需设计要求。二、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比：平均传动比：= =2.51分配传动比：取 =1.8； =3.0；=3.49则 =2.1 三、计算传动装置的运动和动力参数： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、 3轴, ,-依次为电机与轴1，轴1与轴2，2与轴3之间的传动效率。1.各轴转速：=800 r/min =266.67r/min =76.41 r/min2.各轴输入功率： =*=3.01*0.95=2.86kw =*=3.01*0.95*0.97=2.66 kw =*=3.01*0.95*=2.48 KW 3.各轴输入转矩： =9550=9550*=35.57 Nm =9550=9550*=95.26 Nm =9550=9550*=322.94 Nm 四、设计V带和带轮： 1.设计V带 1.确定计算功率查课本表8-7得：1.1,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.2.选择带型号根据，,可选用带型为A型带3.选取带轮基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径，则大带轮基准直径. 4.验算带速v 在525m/s范围内，带充分发挥。5.确定中心距a和带的基准长度由于,所以0.7(90+234)2(90+234)初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距取6.验算小带轮包角，包角合适。7.确定v带根数z因，带速，传动比查课本表8-4a和8-4b,并由内插值法得.查课本表8-2得=0.99查课本表8-5,并由内插值法得=0.96由公式8-22得故选Z=3根带。8.计算预紧力查课本表8-3可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为9. 计算作用在轴上的压轴力利用公式8-24可得: 五、齿轮的设计一：设计减速器的高速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。 材料选择。大小齿轮均选用20CrMnTi钢渗碳，淬火，硬度5662HRC 选小齿轮齿数26，大齿轮齿数圆整后齿数取。 初选螺旋角为。按齿面接触强度设计按照下式试算：确定公式内的各计算数值转矩试选载荷系数2.0由机械设计P205表10-7选取齿宽系数由表机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数由机械设计P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计P206式10-13计算应力循环次数由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得：因此，许用接触应力由机械设计P217图10-30选取区域系数由机械设计P215图10-26查得，因此有 设计计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得： 计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计P190表10-2得载荷系数=1根据v=2.310m/s，8级精度，由机械设计P194图10-8查得动载荷系数=1.12由机械设计P196表10-4查得：由机械设计P195表10-13查得=1.295由机械设计P193表10-3查得= =1.4因此，载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数 按齿根弯曲强度设计按下式计算： 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 根据纵向重合度，从机械设计P215图10-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查取齿形系数由机械设计P200表10-5查得， 查取应力校正系数由机械设计P200表 10-5查得， 由机械设计P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得： 计算小、大齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=41.31mm来计算应有的齿数。于是由：取，则，取。 几何尺寸计算 计算中心距将中心距圆整为111mm。 修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。 小、大齿轮的分度圆直径 计算齿宽圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽。二：设计减速器的低速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。精度等级仍选用8级精度（GB10095-88）。材料选择。由机械设计P189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钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整齿数取75。初选螺旋角为。按齿面接触强度设计按照下式试算：确定公式内的各计算数值转矩试选载荷系数由机械设计P205表10-7选取齿宽系数由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数由图机械设计P 207 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； 大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计P206式10-13计算应力循环次数由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得：因此，许用接触应力由机械设计P215图10-30选取区域系数由机械设计P214图10-26查得，因此有设计计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计P190表10-2得载荷系数=1根据v=0.8m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷数=1.03由机械设计P 194表10-4查得：由机械设计P198表10-13查得=1.41由机械设计P195表10-3查得= =1.4因此，载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数 按齿根弯曲强度设计按下式计算：确定公式内的各计算数值计算载荷系数根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。计算当量齿数查取齿形系数由机械设计P200表10-5查得，查取应力校正系数由机械设计P190表 10-5查得，由机械设计P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：计算小、大齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=59.39mm来计算应有的齿数。于是由：取，则，取。 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为123mm。修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽六. 轴的设计计算1、选择轴的材料：在减速器中有三根轴，传递的功率都属于中小型功率，故轴的材料可选择45钢，经调质处理。2. 初算最小轴径:1) 高速轴的最小轴径为 =16.3mm 该轴段上有一键槽，将计算值加大3，d118.87mm 故取19mm2) 中间轴的最小轴径为=27.02mm 取28mm3) 低速轴的最小轴径为=34.6mm 因为该轴上有键槽 所以将其值加大7% 算得,取36mm3. 轴的校核与结构设计 高速轴 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,由于是齿轮轴,选取轴的材料为40Cr,调质处理,根据课本取112轴的最少直径显然是安装在带轮的直径 ,由手册查取1)2) 第2段轴的直径与长度: 根据内机壁到轴承座端面的距离l=50mm,轴承端盖凸缘厚度e=7.2mm,轴承端面到箱体内壁的距离3=11mm,轴承宽为15mm,为了方便装拆,螺钉得长度为22mm,取端盖的外端面与带轴左端面间的距离l=54.2mm,故3)第3段与第7段轴:初步选择球轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7205C，其尺寸为的,故,而根据B和1和3分别为10和11,所以.4) 第5段轴:根据小齿轮的直径与轴相近,故设计为齿轮轴,根据小齿轮的齿宽和齿根圆直径可决定 .5)第4段轴:轴承用挡油盘定位,此段轴为非定位轴肩, =78.5mm,=31mm6)第6段轴:,7)第7段轴:,中速轴 1)对第1,7段:初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的触球轴承7208C，所以,2)对第2段:由书本P364 为定位轴坚,所以,3)对第3段:根据小齿轮的直径与轴相近,所以,=65mm4)对第4段: ,4=12, 5)对第5段:由书本P221因为大齿轮2的直径为180.50mm,160180.05500,所以选用复式板结构为宜, 6)对第6段:由书本364知,为非定位轴肩, ,低速轴各轴端的直径和长度如图所示设计说明: 根据最少直径为34.6mm,安装轴承,1段和5段直径45mm,2端为定位轴肩,直径取50mm.故3段直径根据2段和4段可取58mm,6段根据毡圈的宽度,直径取40mm,7段根据非定位轴肩取36mm。确定长度:1段根据端盖螺钉的长度(方法同I轴)可取44.5mm,2段根据齿宽取58mm，3段取5.6mm,4段取60.4mm，5段取32mm(方法同I轴)，6段取50.2mm(方法同I轴)，7段根据联轴器取75mm。 七.轴强度的校核:对高速轴1)计算轴向力Ft1=1636N ,Fr1=618N, Fa1=451N,FP=645.6N在水平平面内:RH1=-401.6NRH2=1392N绘制水平平面弯矩图: MHB=44191MHC=74472在竖直平面内:RV1=239N RV2=379N绘制竖直平面内的弯矩图:MVA=0MVC左=38994MVC右=10918合成弯矩图MB=44191MC左=84063MC右=167927.7转矩 T=T1=33950 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6,轴的计算应力=前已选定轴的材料为45，调质处理。查表15-1得=60MP，因此 ，此轴合理安全 A B C D校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面B和C处过盈配合引起的应力集中最严重；由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面C左右两侧即可。（2） 截面C左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1313=2438.9mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2313=4877.8mm3 截面C左侧的弯矩M为：M=4530427036NmmT=33950 Nmm轴的材料为45钢，调质处理。由书P362表15-1查得=640=275Mpa, =155因r/d=6/31=0.206，D/d=41.5/31=1.43按附表3-2经插值后查得a=1.52，a=1.438；又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q=0.91，q=0.92。故按式（附表3-4）可知：k=1+q（a-1）=1+0.84（1.84-1）=1.46；k=1+q（a-1）=1+0.88（1.59-1）=1.40由附图3-2和3-3可知尺寸系数=0.65，扭转尺寸系数=0.875。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，按式（3-12）和（3-12a）得综合系数为K= k/+1/-1=1.46/0.85+1/0.92-1=1.804K= k/+1/-1=1.26/0.875+1/0.92-1=1.527又由3-1和3-2得碳钢的特性系数=0.1-0.2，取=0.1=0.05-0.1，取=0.05于是按式（15-6）（15-8）计算安全系数得S=13.75S=28.2Sca= 12.3S=1.5故可知其安全。（3）.截面C右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.145.53=9420mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.245.53=18839mm3 截面右侧的弯矩M为：M=8406350167NmmT=33950 Nmm轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640=275Mpa, =155因r/d=6/31=0.19，D/d=45.5/31=1.47按附表3-2经插值后查得a=1.64，a=1.41；又由可得轴的材料敏性系数为q=0.91，q=0.92。故按式（附表3-4）可知：k=1+q（a-1）=1+0.91（1.64-1）=1.58；k=1+q（a-1）=1+0.92（1.41-1）=1.38由附图3-2和3-3可知尺寸系数=0.73，扭转尺寸系数=0.85。轴按磨削加工，表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，按式（3-12）和（3-12a）得综合系数为K= k/+1/-1=1.58/0.73+1/0.92-1=2.25K= k/+1/-1=1.38/0.85+1/0.92-1=1.71又由3-1和3-2得碳钢的特性系数=0.1-0.2，取=0.1=0.05-0.1，取=0.05于是按式（15-6）（15-8）计算安全系数得S=22.93S=97.85Sca=22.32S=1.5故可知其安全。2校核中速轴：已知中速轴上的功率P2，转速n2，转矩T2 P23.81kW,n2=257r/min,T2=141500Nmm求作用在齿轮上的力而大齿轮F=F= Ft3Fa3= Ft3tan=1283N小齿轮Ft2= 1568NFr2=592NFa2=433N计算轴向力FRVA=3592NVB=2728NFHA=1403NFHB=-204N水平方向上的弯矩图B处的弯矩MHC =-241110C处的弯矩MHD=155496竖直方向上的弯矩图:B处的弯矩:MVC左=94703 MVC右=56495C 处的弯矩 MVD左 27450 MVD右 11628合成弯矩: 转矩T=1.415按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6,轴的计算应力=前已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP，因此 ，此轴合理安全 A B C D校核低速轴：1)计算轴向力Ft4=4956N ,Fr4=1868N, Fa4=1338N,在水平平面内:RHA=3024NRHC=1932N在竖直平面内:RVA=-192679N RVC=281440N绘制竖直平面内的弯矩图:MVA=0MVC左=174117MVC右=323663绘制水平平面弯矩图: MHC=158464合成弯矩图MA=0MB左=353528MB右=233159转矩 T=T3=4.62 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6,轴的计算应力=前已选定轴的材料为40Cr，调质处理。查表15-1得=70MP，因此 ，此轴合理安全(2) 绘制垂直面的弯炬图如下 A B C七 . 键联接的选择高速轴键的校核: 转矩T = 33950 N.mm 轴径d =19 轴段长28.5 键长 20公称尺寸 故 2T/kld=2*33950/(3*14*19)=85.2Mpa110Mpa故该键合格中速轴键（1）的校核: 转矩T =141500N.mm 轴径d =50 轴段长 40 键长 32公称尺寸 14*9故 2T/kld=2*141500/(4.5*18*50)=50.5Mpa110Mpa故该键合格低速轴键（1）的校核: 转矩T = 462000N.m 轴径d = 50 轴段长58 键长 45公称尺寸 14*9故2T/kld =2*462000/(4.5*31*50)=13.2Mpa110Mpa故该键合格低速轴键（2）的校核: 转矩T = 462000N.m 轴径d = 36 轴段长 75 键长 50公称尺寸 10*8故2T/kld =2*462000/(7*40*50)=66Mpa110Mpa故该键合格八. 滚动轴承选择和校核:经过分析可得各个轴均须承受一定的轴向力,故考虑选择角接触球轴承.由各个轴的结构尺寸可查表可以选择:高速轴选7205C, 中间轴选7208C, 低速轴选7209C在此仅以中速轴的滚动轴承为典型进行校核（1求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr22求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2，初取e=0.5 由表135书321 得e再算 两次计算值相差不大,因此确定3求轴承当量动载荷P3和P4因为由表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承3 X3=0.44,Y3=1.17对轴承4 X40.44, Y4=1.23查表选fp1.1,则4验算轴承寿命因为P11.2 12齿轮端面与内机壁距离 12机盖，机座肋厚 7 9轴承端盖外径 +（55.5） 1轴92 2轴3轴122附件：包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。、窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。、通气器：使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的