圆柱齿轮两级传动减速箱课程设计说明书.doc

机械设计课程设计说明书目 录1. 课程设计任务. 2 2. 设计步骤.3 2.1 原动机的选择.4 2.2 传动装置的运动和动力参数及齿轮的设计.6 2.3 传动轴的设计. 10 2.4 滚动轴承的选择及校核计算.19 2.5 键联接的选择及校核计算.20 2.6 联轴器设计.21 2.7 箱体结构的设计.213. 减速器的润滑与密封.234. 设计总结.245. 参考资料.24设 计 任 务 书设 计 及 说 明结 果1.设计任务书1.0设计一带式输送机使用的v带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。1.1运输带工作拉力f= 3500 n1.2运输带工作速度v=1.4 m/s1.3滚筒直径 d=240 mm1.4工作条件：使用期限10年，二班制（每年按300天计算）； 载荷平衡； 余数物品：谷物； 单向传动，转速误差不超过5%。1.5部件：1.5.1卷筒1.5.2带式运输机1.5.3联轴器1.5.4圆柱齿轮1.5.5联轴器1.5.6电动机1.6传动方案设计如下： 1.7设计计算内容：1.7.1运动参数的计算，电动机的选择； 1.7.2齿轮传动的设计计算； 1.7.3轴的设计与强度计算； 1.7.4滚动轴承的选择与强度校核；1.7.5键的选择与强度校核； 1.7.6联轴器的选择。1.8 设计任务 1.8.1减速器装备总图一张（m 1：1）1.8.2零件工作图四张（齿轮、轴、箱体、箱盖）1.8.3设计计算说明书1份设 计 及 说 明结 果2设计计算说明书2.1电动机选择及运动参数的计算2.1.0 电动机类型和结构型式 按工作要求和条件,选用y系列一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2.1.1 电动机容量 2.1.1.0 卷筒轴的输出功率pw 2.1.1.1电动机输出功率pd 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。有表2-4查得：弹性联轴器；滚动轴承；圆柱齿轮传动；则： 故 2.1.2 电动机额定功率ped 查课程设计手册第十二章表12-1选取电动机额定动率ped=5.5kw2.1.3电动机转速的选择及其型号的选择 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围，转筒的转速 则电动机转速可选范围为可见同步转速为750 r/min，1000 r/min，1500 r/min，3000 r/min的电动机均符合。经比较，这里选用同步转速为1500 r/min的电动机，如下表；方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比1y132s-45.5150014406812.912.1.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸如下：电动机型 号尺寸y132s-4habcdelfgd132216140893880475108gkabadachdaabbha331228021013531560200182.1.5、计算传动装置总传动比和分配各级传动比2.1.5.1传动装置总传动比2.1.5.2分配各级传动比取高速级的传动比 高速级的传动比为 则低速级传动的传动比为 所得i2值符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围。2.2、计算传动装置的运动和动力参数2.2.1 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2，低速轴3，各轴转速为各轴的转速、功率和转矩轴号转速n（r/min）功率p（kw）转矩t（n.m）电动机0轴n0=nm=1440p0=ped=5.5t0=9550p0/nm=36.48两级圆柱齿轮减速器1轴n1= n0/ i01=1440p1= p001=5.39t1=9550 p1/ n=35.752轴n=n/ i12=334.88p2= p112=5.23t2=9550 p2/ n=149.13轴n=n/ i23=111.46p3= p223=5.02t3=9550p3/ n=429.42.2.2齿轮传动设计计算2.2.2.1 高速级齿轮传动设计）设计参数传递功率 p=5.39(kw)传递转矩 t=35.8 (n.m)齿轮1转速 n1=1440 (r/min)齿轮2转速 n2=334.88 (r/min)传动比 i=4.3原动机载荷特性 ：轻微振动工作机载荷特性 ：均匀平稳预定寿命 h=2 830010）布置与结构结构形式为闭式齿轮1、2的布置形式均为不对称布置设计计算过程： 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） 按图1的传动方案，高速轴齿轮选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3）材料选择及热处理。齿面啮合类型 ：软齿面热处理质量级别 ：ml 材料选择：小齿轮为40cr（调质），并经调质，齿面硬度为260hbs;大齿轮为45钢（调质），硬度为225hbs.二者材料相差35hbs 查教材图12-10和图12-14， 可得 hlim1= 700mpa，hlim2=570 mpa flim1=240mpa，flim2=190mpa查表12-4，得sh=1.1，sf=1.3，于是许用应力 h1= mpa, mpa 185(mpa) 4)按照齿面接触强度设计：查教材表12-3得载荷系数k=1.4齿宽系数 在减速器中，齿数比i=4.3 中心距121.9 取；=20,则=86，则模数2.3圆整为标准值，取m=2.5，确定中心距： 齿宽 b=53mm,取 =b=53mm,=b+7=60 5)校核轮齿的弯曲强度：由教材图12-12查得，由图12-13查得。轮齿弯曲强度（按最小齿宽计算） 6)计算圆周速度： 对照表12-2，选取8级精度齿轮是合适的。 ）高速齿轮传动设计结果 设计传递功率 /kw: 5.39000小轮最高转速 /(r/min): 1440.00小轮最大扭矩 /(n.mm): 35746.18预期工作寿命 /h: 1000第公差组精度(运动精度) : 8第公差组精度(运动平稳性): 8第公差组精度(接触精度) : 8名义传动比 : 4.30实际传动比 : 4.30使用系数 : 1.10动载系数 : 1.15接触强度齿间载荷分配系数 : 1.30接触强度齿向载荷分布系数 : 1.46弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.44弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.41支承方式 : 不对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度rz /m : 3.20润滑油运动粘度v40/(mm2/s): 22.00小轮齿数z1 : 20小轮齿宽b1 /mm: 60小轮变位系数x1 /mm: 0.0000小轮分度圆直径 /mm: 50.00齿轮法向模数mn /mm: 2.50小轮计算接触应力 /mpa: 526.14小轮接触疲劳许用应力 /mpa: 644.86小轮接触疲劳极限应力 /mpa: 700.00小轮计算弯曲应力 /mpa: 44.6小轮弯曲疲劳许用应力 /mpa: 258.16小轮弯曲疲劳极限应力 /mpa: 240.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /hv10 : 260.00大轮齿数z2 : 86中心距 /mm: 132.500大轮齿宽b2 /mm: 53大轮变位系数x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 215.00大轮计算接触应力 /mpa: 526.14大轮接触疲劳许用应力 /mpa: 570.23大轮接触疲劳极限应力 /mpa: 570.00大轮计算弯曲应力 /mpa: 39.5大轮弯曲疲劳许用应力 /mpa: 209.57大轮弯曲疲劳极限应力 /mpa: 190.00大轮齿面硬度 /hv10 : 220.00大轮材料及热处理方式 : 碳钢调质极限传递功率 (kw): 6.331152.2.2.2 低速级齿轮传动设计（方法同上） 传动设计结果： 设计传递功率 /kw: 5.23000小轮最高转速 /(r/min): 334.88小轮最大扭矩 /(n.mm): 149147.46预期工作寿命 /h: 1000第公差组精度(运动精度) : 8第公差组精度(运动平稳性): 8第公差组精度(接触精度) : 8名义传动比 : 3.00实际传动比 : 3.00使用系数 : 1.10动载系数 : 1.10接触强度齿间载荷分配系数 : 1.31接触强度齿向载荷分布系数 : 1.39弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.45弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.34支承方式 : 非对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度rz /m : 3.20润滑油运动粘度v40/(mm2/s): 22.00小轮齿数z1 : 25小轮齿宽b1 /mm: 75小轮变位系数x1 /mm: 0.0000小轮分度圆直径 /mm: 87.50齿轮法向模数mn /mm: 3.50小轮计算接触应力 /mpa: 527.93小轮接触疲劳许用应力 /mpa: 678.76小轮接触疲劳极限应力 /mpa: 700.00小轮计算弯曲应力 /mpa: 87.05小轮弯曲疲劳许用应力 /mpa: 259.24小轮弯曲疲劳极限应力 /mpa: 240.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /hv10 : 260.00大轮齿数z2 : 75中心距 /mm: 175.000大轮齿宽b2 /mm: 70大轮变位系数x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 262.50大轮计算接触应力 /mpa: 527.93大轮接触疲劳许用应力 /mpa: 577.21大轮接触疲劳极限应力 /mpa: 485.00大轮计算弯曲应力 /mpa: 85.57大轮弯曲疲劳许用应力 /mpa: 209.89大轮弯曲疲劳极限应力 /mpa: 195.00大轮齿面硬度 /hbw : 210.00大轮材料及热处理方式 : 碳钢调质极限传递功率 (kw): 6.251812.3 传动轴的设计 2.3.1 齿轮位置和箱体内壁线确定减速器零件的尺寸位置：代号名称取值代号名称取值齿顶圆至箱体内壁的距离12l1箱体内壁至轴承座孔端面的距离40齿轮端面至箱体内壁的距离10.0l2箱体内壁轴向距离轴承端面至箱体内壁的距离油润滑4l3箱体轴承座孔端面间的距离h减速器中心高ra+大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离40箱底至箱底内壁的距离202.3.2 输出轴的设计. 求输出轴上的功率p，转速，转矩p=5.02kw =111.46/min=429nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =270而 f=3268.7 n f= 1189.7 n. 初步确定轴的最小直径先按课本14-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本查表14-3取c=11039.1 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增到5% 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查手册，选用gyh6凸缘联轴器，其公称转矩为900n.m。半联轴器的孔径d=42,故da=42mm 半轴器长度l=112，半联轴器与轴配合的彀长度824 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,a段右端需要制出一轴肩,故取b段的直径=50mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与82mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取la=802）初步选择滚动轴承.因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据=55,由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6311型.db轴承代号5512029651106311 对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故=55;而 lc=29mm ，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。3）取安装齿轮处的轴段=60;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取=68mm. 齿轮的左端采用轴肩定位 ,取=75mm.轴肩宽度,取=20mm. 4）轴承端盖的总宽度为28mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取=55mm.5）考虑到齿轮距箱体内壁之距离，两圆柱齿轮间的距离,和箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=5,已知滚动轴承宽度b=29,则：=64.5mm ; =49mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.输出轴总体设计结构图: 2.3.3 高速轴的设计 . 求高速轴上的功率，转速，转矩=5.39w =1440r/min=35.75nm. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =50而 f=1430n f= 520.5n. 初步确定轴的最小直径先按课本14-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本查表14-3取 c=110 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增到5% 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,查课程设计表17-2，故需选取联轴器的型号为lt3弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为20mm，半联轴器的长度l=52mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,a轴段右端需要制出一轴肩,故取b段的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与52mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故a的长度应比 略短一些,现取2）初步选择滚动轴承.因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6206型.db轴承代号 30621636566206 对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;而 ，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。3）取安装齿轮处的轴段;齿轮直接镶嵌在轴上，齿轮的宽度为60mm 。 4）轴承端盖的总宽度为26mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.5考虑到齿轮距箱体内壁之距离,两圆柱齿轮间的距离，以及箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,已知滚动轴承宽度b=16,高速齿轮轮毂长l=60,则：mm mm ; 17.5mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.输入轴总体设计结构图: 2.3.4 中间轴的设计1 求中间轴上的功率，转速，转矩=5.23kw =334.88/min=149.1nm. 初步确定轴的最小直径先按课本14-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本查表14-3取c=110mm 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增到5% 3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承.因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据最小直径为28.9,并考虑到大齿轮的安装直径为55mm，轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6310型.db轴承代号 5011027606310 对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;左端轴承采用挡油环与轴肩进行轴向定位，轴肩高度为5mm，固，右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。2）取小齿轮安装处的轴段齿轮直接镶嵌在轴上;大齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，.已知大齿轮的宽度为53mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取，小齿轮的宽度为75mm,故取，齿轮的中间采用轴肩定位 ,取.轴环宽度=13mm. 3）考虑到齿轮距箱体内壁之距离,两圆柱齿轮间的距离.以及箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=5,已知滚动轴承宽度b=27,则：=35mm ; mm； 47mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.中间轴总体设计结构图: 2.3.5 轴的强度计算1 选择轴的材料，并确定许用应力： 选用45钢正火处理，有教材表14-1查得强度极限，由表14-5查得其许用应力2 按弯扭合成校核轴的强度 绘制轴的受力简图 求水平面支反力： f=3268.7 n求得1095n,2173.7n 绘制水平面弯矩图（上图中）： 1.47(n） 求垂直面支反力： f= 1189.7 n求得 绘制垂直面弯矩图：（上图中） n 绘制合成弯矩图：（上图中） n 绘制转矩图：（上图中） t= n 绘制当量弯矩图：（上图中） 由当量弯矩图和轴的结构图可知，c和d处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭转剪应力看做脉动循环，取，则 c截面： n n在2项中，取最大者计算。 d截面：由图易知 n n n 校核危险截面处的强度 c截面： d截面： 48000小时预期寿命足够2.4.2中间轴轴承 (1)已知n=334.88r/min 求得，取最大者计算则 试选两轴承为深沟球轴承6310型，查手册得c=61800n径向当量动载荷： （2）计算轴承寿命lh =小时48000小时此轴承合格2.4.3 输出轴轴承 (1)已知n=111.46r/min ，求得，取最大者计算则 试选两轴承为深沟球轴承6311型，查得c=71500n径向当量动载荷： (2)计算轴承寿命lh=小时48000小时此轴承合格2.5 键联接的选择及校核计算 2.5.1中间轴与齿轮用平键联接轴径d=55mm l=51mm t=149.1（nm）查手册，选用a型平键,查教材表10-17，取p=110mpa ，键161045 gb/t 1096 强度校核计算： = =15mpap=110mpa所以满足要求2.5.2输出轴与齿轮采用平键联接轴径d=60mm l=68mm t=429.4nm查手册， 选a型平键 键181160 gb/t 1096强度校核计算： = =26.5mpap=110mpa所以满足要求。 2.5.3输入轴与联轴器采用平键联接轴径d=20mm l=50mm t=35.75nm查手册 选a型平键 键6645 gb/t 1096强度校核计算： = =87.7mpap=110mpa所以满足要求。2.5.3输出轴与联轴器采用平键联接轴径d=42mm l=80mm t=429.4nm查手册 选a型平键 键12870 gb/t 1096强度校核计算： = =25.6mpa1.214齿轮端面与内机壁距离12机盖，机座肋厚 6.8轴承端盖外径+（55.5）90（1轴）140（2轴）150（3轴）3.减速器的润滑与密封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.油的深度为h+ h=36 =34所以h+=36+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，约150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。4.设计总结三个星期的课程设计，给了我很大的收获。在意志耐心方面是特别突出的，虽然是一个很简单的机构，可是当自己真正动手去设计的时候，并不像想象的那样轻松。轴，轴承，箱体等等设计都要自己全身心的投入，要不然就会出现尺寸，材料。强度，等很多方面的出错。我觉得自己在这次收获最大的是全面细致的思