机械设计课程设计-双级圆柱斜齿齿轮(展开式)减速器.doc

机械设计课程设计：双级圆柱斜齿齿轮（展开式）减速器目 录1、设计任务书22、减速器的总体方案设计2 2.1 传动方案设计2 2.2 选择电动机3 2.3 计算总传动比和分配传动比3 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算43、传动零件的参数设计和轴系零部件的初步选择53.1 齿轮传动的参数设计53.2 初算轴的直径 10 3.3 联轴器的选择113.4滚动轴承的选择114、减速器装配图设计 124.1 轴的结构设计 124.2 轴、滚动轴承及键联接的校核计算 194.3 箱体的结构及减速器附件设计 304.4 润滑密封设计 325、设计总结 33参考文献34计算与说明主要结果第一部分 设计任务书1、设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。 设计数据及工作条件：f=3200n; v=1.4m/s; d=320mm；设计要求：1.设计由减速器装配图1张零件图2张，及设计计算说明书一份组成; 2.设计中所有标准均按我国标准采用第二部分 减速器的总体方案设计一、传动方案设计根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为可拟定传动方案为：内部双级圆柱齿轮整体布置如图一：f=3200n; v=1.4m/s d=320mm nw=83.60r/min二、选择电动机1电动机的类型选择根据动力源和工作条件，选用y系列三相交流异步电动机2电动机的功率 工作机有效功率:pw = fv/1000 = 4.48kw 设电动机到工作机之间的总效率为，并设1，2，34，5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、开式滚子链传动。滚筒的效率。查文献4表2-2可得：1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.92，5=0.96总效率：=12223545 =0.9920.9720.9950.920.96 =0.7745 电动机所需功率：pd=pw/=4.48/0.7745=5.784kw 查文献4表16-1选取电动机的功率为7.5kw。3选择电动机的转速为1440r/min。4电动机型号确定 由功率和转速，查文献4表16-1，选择电动机型号为： y132m-4,并查表16-2，可得： 中心高 h=132mm；外伸轴径d=38mm； 轴外伸长度e=80mm；三、计算总传动比和分配传动比经计算得内外总的传动比=1440/83.60=17.22取传动比减速器的总传动比双级圆柱齿轮减速器高速级传动比低速级的传动比四、传动装置的运动和动力参数的计算1、各轴的转速计算n=nm=1440r/min n=n/i1=1440/r/min=430.365r/min n=n/i2=167.262r/min n= n=167.262r/min 83.63r/min2、各轴的输入功率计算p=pd1=5.7840.99kw=5.726kwp=p23=5.7260.970.99kw=5.499kwp=p23=5.4990.970.99kw=5.281kwp=p31=5.2810.990.99kw=5.175kw3、各轴的输入转矩计算 t1=9550p1/n1=95505.726/1440=37.975nm t2=9550p2/n2=122.025nm t3=9550p3/n3=301.524nm t4=9550p4/n4=295.472nm上述数据归纳总结为表一。表一：轴号转速（r/min）输出功率（kw）输出转矩（nm）传动比i高速轴14405.72637.9751中间轴430.3655.499122.025低速轴167.2625.281301.524滚子链轴167.2625.175295.472=0.7745电动机型号：y132m-4电动机的功率为7.5kw链传动的传动比减速器总传动比 i=高速级传动比 i1=低速级传动比i2=n=nm=1440r/minn=430.365r/minn=167.262r/minn=167.262r/min=83.63r/minp=5.726kwp=5.499kwp=5.281kwp=5.175kwt1=37.975 nm t2=122.025 nm t3=301.524 nm t4=295.472nm第三部分 传动零件的参数设计和轴系零部件的初步选择一、减速器内部传动齿轮传动的参数设计1、高速级传动斜齿齿轮的设计 选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数齿轮精度8级，因传递功率不大，转速不高，故采用软齿面齿轮传动。小齿轮：45钢（调质），硬度为230hwb轮：45钢（正火），硬度为190hwb传动平稳性，取，则，圆整为。软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度。 按齿面接触疲劳强度设计转矩(1)初选载荷系数k=1.1，由表10-8.选齿宽系数(2)初选螺旋角(3)计算当量齿数由图10-21查得取接触疲劳安全系数(4)接触应力循环次数为 由图10-19查得接触疲劳寿命系数,(5)许用接触应力为(6)计算小齿轮分度圆直径41.2(7)确定模数=1.87=cos=1.81查表取标准值为=2(8)计算分度圆直径/cos=56mm/cos=153mm(9)计算传动中心距=99.39mm圆整为=99mm(10)确定螺旋角=arccos14827(11)计算齿宽b=156=56mm圆整后取 (12)计算齿轮的圆周速度3.43m/s由表10-4可知，选用6级精度较为合适3、校核弯曲疲劳强度（1） 齿形系数和应力修正系数由表10-5查得 （2） 许用弯曲应力由图10-20查得 取弯曲疲劳安全系数由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 （3）许用弯曲应力为=300.89mpa=226.46mpa=123.39mpa300.89mpa=123.39=131.48226.46mpa满足齿根弯曲疲劳强度要求2、低速级传动斜齿齿轮的设计1、选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数齿轮精度8级，因传递功率不大，转速不高，故采用软齿面齿轮传动。小齿轮： ，硬度为230hbw大齿轮：45钢（正火）硬度为190hbw，考虑传动平稳性，取，则，因选用软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度。2、按齿面接触疲劳强度设计转矩(1)初选载荷系数k=1.1，由表10-8.选齿宽系数(2)初选螺旋角(3)计算当量齿数由图10-21查得取接触疲劳安全系数(4)接触应力循环次数为由图10-19查得接触疲劳寿命系数 (5)许用接触应力为(6)计算小齿轮分度圆直径62mm(7)确定模数=2.583=cos=2.5查表取标准值为=3(8)计算分度圆直径/cos=74.54mm/cos=192.56mm计算传动中心距=133.6mm圆整为=134mm确定螺旋角=arccos15423计算分度圆直径/cos=75mm/cos=193mm计算齿宽b=175=75mm圆整后取 计算齿轮的圆周速度0.65m/s由表10-4可知，选用8级精度较为合适3、校核弯曲疲劳强度(1)齿形系数和应力修正系数由表10-7查得 (2)许用弯曲应力由图10-20查得 取弯曲疲劳安全系数由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数 (3)许用弯曲应力为=311.385mpa=231.4mpa=168.7mpa311.385mpa=168.7=160.8mpa231.4mpa(4)满足齿根弯曲疲劳强度要求二、初算轴的直径已知，最小轴径的初算公式为选轴的材料为45钢，调质处理。 a.高速轴：在该轴段有一个键槽，则增大5%，由电机直径d,可得 d1=(0.81.2)*d=(30.445.6)mm考虑到与联轴器相连，取d1min=32mm b.中间轴：考虑到与轴承配合，且为了机器整体的协调和美观，取d2min=45mm c.低速轴：在该轴段有一个键槽，则增大5% ，最后取d3min=40mm三、选择联轴器a.电机与高速轴之间的联轴器由于转速较高，为减小动载荷，缓和冲击，应选择具有较小惯量和有弹性的联轴器，可选弹性套柱销联轴器。计算转矩，取k=1.5，tca=kt=56.963nm查表13-5，选型号lt6,即所选的联轴器为：lt6联轴器 b.低速级与滚子链传动主轴之间的联轴器因为有轻微冲击，又因为传递的转矩较大，故可选弹性柱销联轴器。计算转矩，取k=1.5，tca=kt=567.989nm查表13-7，选型号hl2即所选的联轴器为：hl2联轴器四、选择滚动轴承传动轻震，轻载转速中等，有轴向和径向载荷，初选深沟球轴承，选型号如下表二。表二：轴承代号及其尺寸性能（文献4的117页)轴种类轴承代号bdcrc0r高速轴40620818738022.815.8中间轴45620919788524.517.5低速轴50621020839027.019.88级精度小齿轮:45钢,调质，大齿轮:45钢,正火，,k=1.1 = =256mm153mm=99mm=14827 =3.43m/s=300.89mpa=226.46mpa齿轮精度8级小齿轮硬度230hbw大齿轮硬度190hbw， k=1.1 =375.54mm192.56mm=134mm=1542375mm193mm=0.65m/s=311.385mpa=231.4mpad1min=32mmd2min=45mmd3min=40mm联轴器1:tl6联轴器联轴器2:hl3联轴器第四部分减速器装配图设计一、轴的结构设计（1）高速级（齿轮轴）结构和尺寸如图二：图二结构尺寸： 名称依据单位确定结果考虑与联轴器内孔标准直径配合32大带轮定位d2= d1+2（0.070.1）d1=32+4.486.4=36.4838.4考虑密封圈查表15-8 p144得d=3838考虑轴承d3 d2选用6208轴承从机械设计手册软件（r2.0）b=18mm， da=47mm，d3=40mm,d=8040考虑轴承定位查表2 9-7da4747考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟2.5m，选用齿轮轴，此时d5=d1a=5454=（同一对轴承）47（同一对轴承） 40名称计算公式单位计算结果(联轴器)=62-（23）60考虑轴承端盖与其螺钉长度然后圆整取4646=18(轴承b)18 1+(3-5)+b1+(8-15)-(b1-b2)/2=10+4.5+56+10+2.5=8383=b1=56562+(3-5)10+4.5=14.514.5b-2=18-2=1616l（总长）l =60+46+18+102+56+14.5+16=312.5312.5l(支点距离)l=312.5-60-46-18+2=190.5190.5（2）中间轴（齿轮轴）结构和尺寸如图三：图三结构尺寸： 名称依据单位确定结果考虑与轴承公称直径配合试选代号6209b=19,da=52,d=8545= da=5252考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟,考虑联轴器定位查,并考虑与密封垫配合查附表：158接触式密封d=4545考虑与轴承公称直径配合 ，轴承代号：6210b20 da5750d4=da5757考虑到齿轮定位, d5=d4+(510)=63查63= 57= 50 名称计算公式单位计算结果与联轴器配合长度短23mm86-（23）82868+22+20+5+8+29-20-4.567.567.520204.5+10+2.5+45+10+2.5-1262.562.5轴肩1075-27373 20-2+4.5+10+2.5+23737l（总长）l 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354l(支点距离)l 354-82-67.5-20+2186.5mm186.5二、轴、滚动轴承及键联接的校核计算1高速轴的强度校核49.5143112.5计算与说明主要结果如图五所示，则：（1）对轴进行受力分析圆周力 ft=2*t/d1=（2*37975）/56=993n径向力fr= fttann/cos=375n轴向力f=ftan=273n（2）计算支反力垂直面上支反力 rvb=(frl1-fad1/2)/(l1+l2) =（375*143-273*56/2)/(143+49.5)=237n rva=fr- rvb=138n水平面x面上 rha=l2ft/( l1+l2)=49.5*993/143+49.5=261 rhb=ft-rha=732n（3）计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。（4）按安全系数法校核轴的材料为45钢，调质处理，截面a-a轴径最小，b-b有较大弯矩且轴径较小，c-c有最大弯矩，故均为危险截面。 a.校核截面a-a a-a截面上的应力：弯曲应力幅：a=m/w=0扭转应力幅：a=t/2wt =37975/(2*12800)mpa =1.01mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=1.01 mpa等效系数：=0.2，=0.1截面应力集中系数：k=1.88，k=1.58表面状态系数及尺寸系数：=0.94；=0.84，=0.78轴的材料为45号钢，调质处理，由3表15-1查得 ，分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：s=1.4,故安全。 b.校核截面b-b b-b截面上的应力：弯曲应力幅：a=m/w=30853/9733.6=3.17 mpa扭转应力幅：a=t/2wt =37975/(2*19467.2)mpa =0.66mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=0.66 mpa等效系数：=0.2，=0.1截面应力集中系数：k=1.825，k=1.625表面状态系数及尺寸系数：=0.94；=0.84，=0.78分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： s=1.4,故安全。 c.校核截面c-c c-c截面上的应力：弯曲应力幅：a=m/w=38824/7868.9=4.94mpa扭转应力幅：a=t/2wt =37975/(2*155737.8)mpa=0.83 mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=0.83 mpa等效系数：=0.2，=0.1截面应力集中系数：k=1，k=1表面状态系数及尺寸系数：=0.94；=0.84，=0.78分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： s=1.4,故安全。综上知，高速轴的强度足够。圆周力 ft=993n径向力fr=37轴向力f=273n支反力:rvb=237n rva=138nrha=261n rhb=732n计并算画出弯矩图；当量弯矩图a-a b-b c-c均为危险截面a-a截面上的应力：弯曲应力幅a=0扭转应力幅a =1.01mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=1.01 mpaa-a安全b-b安全c-c安全高速轴安全79.56250 图六：中间轴受力图计算与说明重要结果2.中间轴的强度校核（1）对轴进行受力分析圆周力 ft2=2*t/d2=954n ft3=2*t/d3=2888n径向力 fr2= ft2tann/cos=360nfr3= ft3tann/cos=1077n轴向力fa2= ft2tan=262nfa3= ft3tan=648n（2）计算支反力垂直面上支反力 rvb=-924n rva=207n水平面x面上 rha=1667n rhb=2175n（3）计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。（4）按安全系数法校核截面a-a和b-b分别为齿轮2与3的轴向中心面，分析易知，它们均为危险截面。 a.校核截面a-a a-a截面上的应力：弯曲应力幅：a=m/w=79183/9408.6=8.42mpa扭转应力幅：a=t/2wt =136432/(2*20265.9)mpa =2.68mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=2.68 mpa等效系数：=0.2，=0.1截面应力集中系数：k=1.825，k=1.625表面状态系数及尺寸系数：=0.94；=0.84，=0.78分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： s=1.4,故安全。 b.校核截面b-b b-b截面上的应力：弯曲应力幅：a=m/w=141790/29541=4.80mpa扭转应力幅：a=t/2wt=136432/(2*292660) mpa=1.86 mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=1.86 mpa等效系数：=0.2，=0.1截面应力集中系数：k=1，k=1表面状态系数及尺寸系数：=0.94；=0.81，=0.76分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： s=1.4,故安全。综上知，中间轴的强度足够。12862.5计算并画出弯矩图，当量弯矩图a-a和b-b均为危险截面a-a安全b-b安全中间轴安全计算及说明重要结果3.低速轴的强度校核（1）对轴进行受力分析圆周力 ft=2*t/d1=2776n径向力fr= fttann/cos=1035n轴向力f=ftan=623n（2）计算支反力垂直面上支反力 rva=(frl2-fad/2)/(l1+l2)=149n rvb=fr- rva=886n水平面x面上 rha=l2ft/( l1+l2)=1846n rhb=ft-rha=930n（3）计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。（4）按安全系数法校核截面a-a和b-b分别为齿轮的轴向中心面和右端面，分析易知，它们均为危险截面。 a.校核截面a-a a-a截面上的应力：弯曲应力幅：a=m/w=154200/11363=13.57mpa扭转应力幅：a=t/2wt =378659/(2*26822)mpa =6.59mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=6.59 mpa等效系数：=0.2，=0.1截面应力集中系数：k=1.825，k=1.625表面状态系数及尺寸系数：=0.94；=0.81，=0.76分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： s=1.4,故安全。低速轴的强度校核计算并画出弯矩图；当量弯矩图。a-a和b-b均为危险截面a-a安全b.校核截面b-b b-b截面上的应力：弯曲应力幅：a=m/w=0mpa扭转应力幅：a=t/2wt=378659/(2*25000) mpa=7.07 mpa弯曲平均应力：m=0扭转平均应力：m=7.07mpa等效系数：=0.2，=0.1截面应力集中系数：k=1.88，k=1.58表面状态系数及尺寸系数：=0.94；=0.81，=0.76分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： s=1.4,故安全。 综上知，低速轴的强度足够。4.滚动轴承的寿命校核计算（1）高速轴轴承校核fa轴承的支撑受力如图八，由轴的受力易知：fa=273n,fr1 fr2图八 fr1=（rha2+rva2）1/2=295nfr2=（rhb2+rvb2）1/2=769n故有： fa1= fa=273n，fa2=0n当量动载荷p：轴承1：因fa1/c0r=273/15800=0.017,插值得e=0.20，又fa1/ fr1=273/295=0.93e，所以， x1=0.56,y1=2.20 =1.0(0.56*295+273*2.20) =766n轴承2 fa2/ fr2=0，故取x2=1,y2=0=769n验算寿命：p2p1,故用轴承2计算期望寿命为l=300*10*16=48000h0.19，又fa1/ fr1=386/2363=0.16p,故用轴承计算期望寿命为l=300*10*16=48000hlh,满足要求fa（3）低速轴轴承校核轴承的支撑受力如图十，由轴的受力易知：fa=623n,fr2 fr1图十 fr2=（rha2+rva2）1/2=1863nfr1=（rhb2+rvb2）1/2=1284n故有： fa2= 0n fa1=623n当量动载荷p：轴承1：因fa1/c0r=623/19800=0.031,得ee，所以， x1=0.56,y1=1.98 =1.0(0.56*1284+623*1.98) =1953n轴承2 fa2/ fr2=0，故取x2=1,y2=0验算寿命：p1p2,故用轴承1计算期望寿命为l=300*10*16=48000hlh,满足要求5.键联接强度校核（1）中间轴的键联接校核所选的键为：键149 gb1096-79(l=45mm)p=2t/dlk=2*36432/(48*31*4.5)mpa=38.74 mpap满足使用要求。（2）低速轴的键联接校核所选的键为：键1610 gb1096-79(l=70mm)p=2t/dlk=2*378659/(54*54*5)mpa=77.00mpap满足使用要求。三、箱体的结构及减速器附件设计减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构。1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离h大于30mm3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为r=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计a 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用m6紧固b 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。c油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.d通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.e启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.f定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.g吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运减速器。.箱体具体各部分的尺寸大小如下表（3）所示：b-b安全低速轴安全fa=272nfr1=295nfr2=769nfa1=272nfa2=0nx1=0.56y1=2.20p=766nx2=1,y2=0p2=769nlh=54380h高速轴轴承满足要求中间轴轴承满足要求低速轴轴承满足要求中间轴键为：键149 (l=45mm)低速轴键为：1610(l=70mm)箱体采用铸造（ht200）制成采用剖分式结构箱体具体各部分的尺寸如下表（3）所示表（3）箱座壁厚=0.025a+58mm箱盖壁厚11=0.025a+58mm箱座凸缘壁厚b=1.512mm箱盖凸缘壁厚b1=1.5112mm箱座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mm箱体外壁至轴承座断面的距离442 mm箱座箱盖上的肋板厚地脚螺钉直径与数目通孔直径=20沉头座直径底座凸缘尺寸连接螺栓轴承旁连接螺栓直径12轴承旁连接螺栓通孔直径轴承旁连接螺栓沉头座直径d=26轴承旁连接螺栓凸缘尺寸箱座箱盖的连接螺栓直径箱座盖连接螺栓通孔直径箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径d=18箱座盖连接螺栓凸缘计算与说明主要结果四、润滑密封设计1 齿轮传动的润滑（1） 润滑剂的选择根据减速器使用要求，查表15-1,15-3,根据齿面硬度可选全损耗系统用油an100（gb 443-1989）。（2） 润滑方式因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。2 滚动轴承的润滑（1） 润滑方式已知减速器中浸油齿轮的圆周速度v=2.606m/s23m/s，可采用飞溅润滑。飞溅的油通过直接溅入和经输油沟流入轴承，起到润滑的作用。（2） 润滑剂的选择因为采用溅油润滑，因而直接采用减速器油池内的润滑油进行润滑，即选用全损耗系统用油an100（gb 443-1989）。2 密封方式的选择由于i，iii轴与轴承接触处的线速度，所以采用j形橡胶密封。采用两个相背安装的油封，防尘，