二级展开式圆柱齿轮减速器-机械设计课程设计.doc

xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 目 录l 设计任务.2 电动机的选择计算.3 传动装置的运动和动力参数计算.4 带传动的设计计算.5 传动零件的设计计算.6 轴的结构设计和强度校核.7 滚动轴承的选择及计算.8 箱体内键连接的选择及校对.9 箱体的结构设计.10 联轴器的选择.11 减速器附件的选择.12 润滑与密封.13 参考文献.14 设计小结. .一、设计任务1、设计题目：用于带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器2、系统简图：3、工作条件：工作有轻微振动，经常满载、空载起动、两班制工作，运输带允许速度误差为 ，减速器小批量生产，使用寿命八年，每年按300天计。4、原始数据已知输送带拉力f（kn）2.4输送带速度v（m/s）1.4滚筒直径d(mm)4005、设计工作量：1. 减速器装配图一张（1号图纸）2. 零件工作图二张（传动零件、轴各一张）3. 设计计算说明书一份（a4纸，6000-8000字）二、电动机的选择计算如系统简图所示的胶带运输带的有效拉力f=2.4kn，工作速度v=1.4m/s,传动滚动直径d=400mm，电源为三相交流，电压为380/220v试选择电动机。工作条件：单向运转，有轻微振动，空载起动，单班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为5%。1.选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭自扇冷式结构,电压为380v,y系列。 2.选择电动机功率= kw传动装置的总效率： v带传动效率 圆柱齿轮的传动效率 g=0.97 一对滚动轴承的效率 r=0.98联轴器的效率 c=0.99传动滚筒效率 滚筒=0.96传动总效率 所需电动机功率 =kw3.电动机的转速滚筒转速 =66.88r/minv带=24双级圆柱齿轮 =840i=16160 取i=1640n=10702675 r/min 取n=1500 r/min通过比较决定选择电动机型号为y132s-4, 同步转速为1440r/min，所选电动机的数据和安装尺寸如下表额定功率p0/kw5.5电动机外伸轴直径d/mm38满载转速n0（r/min）1440电动机外伸轴长度e/mm80额定扭矩2.2电动机中心高h/mm132三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比电动机的满载转数n0=1440r/min总传动比 i总 = n0/nw = 1440/66.88=21.5 分配传动装置各级传动比，取带传动传动比令，代入上式求得：高速级传动比，低速级传动比。2、各轴功率、转速和转矩的计算a.各轴转速1轴转速 2轴转速 3轴转速 卷筒轴转速b.各轴功率1轴功率 2轴功率 3轴功率 卷筒轴功率 c.各轴转矩电机轴 1轴 2轴 3轴 卷筒轴计算结果如下表： 轴名参数电动机轴1轴2轴3轴卷筒轴转速功率p/kw转矩t/nmm传动比i2.53.352.571效率0.950.950.950.974、 带传动的设计计算1 确定设计功率由机械设计表5-6查=1.12 选择v带型号选择v带的带型，由图8-11选用a型3 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，查取a型带轮，应使，小带轮转速较低，选。验算带速v带速在525m/s之间，选择合适。参考表8-8给出的带轮直径系列，取。转速误差 4 确定中心距a和带长由式(8-20) 初选 带长 查表8-2取中心距 a的调整范围验算包角6 确定v带根数按式 由表8-9a,插值求得得由表8-4b查得由表8-12查得由表8-8查得代入求根数公式，得取z=5,符合表5-7推荐的轮槽数。7 确定初拉力查表8-3得 8 计算作用在轴上的压力f9带轮结构设计 小带轮结构采用实心式电动机表8-11查的 ，。轮毂宽，5、 传动零件的设计计算 -轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比3.35）1、选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理选择小齿轮材料为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。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选取精度等级7级 (3)试选小齿轮齿数z1 =23，大齿轮齿数z1 772、按齿面接触强度设计： 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10-9）试算，即 3、确认公式中的各计算数值 （1） 由图10-20选取区域系数zh= 2.5 （2） 由表8-18选取尺宽系数d =1 （3） 由表10-6查得材料弹性影响系数 ze=190mpa （4） 由式10-13计算应力循环次数 n=60nj=605761(230088)=1.3310 n=n/3.35=3.9710 （5）由图8-5查得接触疲劳寿命系数为1和1 （6）接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720mpa;=580mpa （7） 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 =720mpa =580mpa =580mpa4、计算载荷系数k （1）已知载荷轻微冲击，所以取ka=1.25 （2） 根据8级精度，由图8-6查得动载系数kv=1.1 （3）由表8-5查得 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 载荷系数 （4）确定重合度系数 =0.88（5） 所需小齿轮直径d1 =57.26mm 模数m=2.495、根据齿根弯度强度设计 由式（10-17） 确定计算参数1） 由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限=300mpa;大齿轮=220mpa2） 由图10-18取弯度疲劳寿命系数为yn为1和13） yx1=1；yx2=14） 计算许用应力 取安全系数s=1.6，由式10-12得 =1=375mpa =1=275mpa5） 查取齿型系数和应力校正系数 由表10-5查得=2.52；=2.18 由表10-5查得=1.625；=1.816） 计算大、小齿轮的并比较 =0.01092 =0.01434 大齿轮的数值大7） 载荷系数k=1.598） 设计计算 1.966、 标准模数的选择由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯度强度算得的模数1.96优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1=57.26mm。1） 小齿轮的齿数 z1=d1/m=28.6,取z1=282） 大齿轮的齿数 z2=z13.35=93.8,取z2=947、几何尺寸计算 1）计算中心距 =122mm； 2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=282=56mm ; =m=942=188mm, 计算齿轮宽度 =56mm 小齿轮齿宽相对大一点，因此b1=60mm，b2=56mm -轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比2.57）1、选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理选择小齿轮材料为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。(2)选取精度等级7级 (3)试选小齿轮齿数z1 =30，大齿轮齿数z1 =772、按齿面接触强度设计： 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10-9）试算，即 3、确认公式中的各计算数值 （1） 由图10-30选取区域系数zh= 2.5 （2） 由表10-7选取尺宽系数d =1 （3） 由表10-6查得材料弹性影响系数 ze=190mpa （4） 由式10-13计算应力循环次数 n=60nj=60171.91(230088)=3.9610 n=n/2.57=1.5410 （5）由图10-19查得接触疲劳寿命系数为1和1（不许出现点蚀） （6）接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720mpa;=580mpa （7） 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 =720mpa =580mpa =580mpa4、计算载荷系数k （1）已知载荷轻微冲击，所以取ka=1.25 （2） 根据8级精度，由图8-6查得动载系数kv=1.1 （3）由表8-5查得 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 载荷系数 （4）确定重合度系数 =0.87（6） 所需小齿轮直径d1 =115mm 模数m=3.835、根据齿根弯度强度设计 由式（10-17） 确定计算参数1） 由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限=300mpa;大齿轮=220mpa2） 由图10-18取弯度疲劳寿命系数为yn为1和13） yx1=1；yx2=14） 计算许用应力 取安全系数s=1.6，由式10-12得 =1=375mpa =1=275mpa5） 查取齿型系数和应力校正系数 由表10-5查得=2.52；=2.18 由表10-5查得=1.625；=1.816） 计算大、小齿轮的并比较 =0.01092 =0.01434 大齿轮的数值大7） 载荷系数k=1.598） 设计计算 3.257、 标准模数的选择由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯度强度算得的模数3.2优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1= 115mm。3） 小齿轮的齿数 z1=d1/m=38.3,取z1=384） 大齿轮的齿数 z2=z12.57=97.7, 取z2=987、几何尺寸计算 1）计算中心距 =204mm 2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=383=114mm ; =m=983=294mm, 计算齿轮宽度 =114mm 小齿轮齿宽相对大一点，因此b1=120mm，b2=114mm6、 轴的结构设计和强度校核第一部分 轴的设计（1） 结构设计 1、初选轴的最小直径 选取轴的材料为45#钢，热处理为调质。 取=110， =3040mpa 1轴 23.02mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取=25mm 2轴 mm，取=35mm 3轴 mm，取=46mm2、 初选轴承 1轴高速轴选轴承为7207c 2轴中间轴选轴承为7208c 3轴低速轴选轴承为7211c 各轴承参数见下表轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/knddbdada动载荷cr静载荷cor7207c357217426523.517.57208c408018477336.830.87211c5510021649142.836.83、 确定轴上零件的位置和定位方式 1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率， 将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载。 2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮。低速啮合齿轮左端用甩油环定位， 右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角 接触球轴承承载。 3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的 重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。 （）高速轴的结构设计 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： a）为了满足v带轮的轴向定位，此段设计应与带轮轮毂孔的设 计同步进行 选为25mm。 b）选毡圈油封，查表8-27，选取毡圈30jb/zq46061997，则d2=30mm c）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用7207c 型，该段直径定位35mm。 d）该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 e）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为50mm。 f）轴肩固定轴承，直径为35mm。 2）各段长度确定： a）该段轴连接带轮与轴配合的毂孔长度为65mm，该段长度定为63mm； b）该段取90mm； c）该段安装轴承，考虑间隙取该段为40mm d）该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段54mm； e）该段轴肩选定10mm； f）该段取17mm；（）中间轴的结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径： a) i段轴用于安装轴承7208，故取直径为40mm。 b) ii段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径定为44mm。 c) iii段为轴肩，相比较比ii段取直径为52mm。 d) iv段安装大齿轮直径为44mm。 e) v段安装轴承，与i段相同直径为40mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度： a) i段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208c宽度b=18，该段长度选为28mm。 b) ii段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80mm。 c) iii段为定位轴肩，长度略小8mm。 d) iv段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44mm。 e) v段用于安装轴承与挡油环，长度与i相同，为28mm。（）低速轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径 a) i段轴用于安装轴承7211c，故取直径为55mm。 b) ii段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经强度计算，直径定为60mm。 c) iii段为定位轴肩，取72mm。 d) iv段安装大齿轮直径与ii段相同，直径为60mm。 e) v段安装轴承，与i段相同直径为55mm。 f) vi段直径52mm g) vii段直径与弹性注销选择有关，取lx3，直径为46mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 a) i段轴承安装轴承和挡油环，7211c宽度b=21，该段长度选为28mm。 b) ii段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为68mm。 c) iii段为定位轴肩，长度略小8mm。 d)iv段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为62mm。 e) v段用于安装轴承与挡油环，长度与i相同，为28mm。 f) vi长度为32mm。 g) vii长度与联轴器有关，取56mm。第二部分 强度校核高速轴 对于角接触球轴承7207c从手册中可以查得a=15.7mm 校核该轴和轴承：1l=82.8mm 2l=120.8mm 3l=30.8mm 轴的最小直径：d1=25mm轴的抗弯截面系数：w1=1533mm3作用在齿轮上的力：=3126.5n=3126.5tan20=1138n按弯扭合成应力校核轴的强度:=635.2n=3126.5-635.2=2491.3n=120.8=76.7=231n=1138-231=907n=120.8=27.9总弯矩：=81.6扭矩：=87.5 45#钢的强度极限为=275mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 =84.2mpa所以该轴安全中间轴 对于角接触球轴承7208c从手册中可以查得a=17mm 校核该轴和轴承：1l=53mm 2l=70mm 3l=35mm 轴的最小直径：d1=35mm轴的抗弯截面系数：w2=0.1d3 =4207mm3作用在2，3齿轮上的圆周力：=2967=5025径向力：=1080=1829求垂直面的之反力：=976n=1835-1086-765=-227n计算垂直弯矩：=51.7=-8求水平面的支撑力：=3997n=3995n计算、绘制水平弯矩图：=211.8=-139.9求合成弯矩图，按最不利情况考虑：=218=140.1求威胁截面当量弯矩：从图可见，m-m,m-n处截面最危险，当量弯矩为：（取折合系数a=0.6）=275 =218计算危险截面处轴的强度： =76.5mpa =65.3mpa所以该轴安全低速轴 对于角接触球轴承7211c从手册中可以查得a=20.9mm 校核该轴和轴承：1l=49mm 2l=107mm 轴的最小直径：d1=46mm轴的抗弯截面系数：w3=d3 /32=9556mm3作用在齿轮上的力：=4632n=4632tan20=1686n按弯扭合成应力校核轴的强度:=1455n=4632-1455=3177n=107=340=530n=1686-530=1156n=107=56.7总弯矩：=345扭矩：=681 45#钢的强度极限为=275mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 =56mpa所以该轴安全7、 滚动轴承的选择及计算高速轴：轴承7207c的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,y=1.1,基本额定负载c=23.5103n=676n=2651n=46417h38400h 轴承寿命满足使用8年中间轴：轴承7208c的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,y=1.1,基本额定负载c=36.8103n=4114n=4001n=39567h 轴承寿命满足使用8年低速轴：轴承7211c的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取=1，=1.1，取=10/3，基本额定负载c=42.8103n=3381n=221890h 轴承寿命满足使用8年8、 箱体内键连接的选择及校对：1. 递转矩已知；2. 键的工作长度l=l-b b为键的宽度；3. 键的工作高度k=0.5h h为键的高度；4. 普通平键的强度条件 由于键采用静连接，材料钢，冲击轻微，以上全符合要求小于110mpa。9、 箱体的结构设计： 箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。1. 减速器箱体为铸造箱体，材料ht200。 2. 箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装与拆卸。 3. 剖分时箱体的结构尺寸选择：1） 箱座壁厚=0.025a+5=8mm；a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=204， =10.1=8满足要求，取壁厚=10mm； （2） 箱盖壁厚=（0.80.85），1=8mm ，则1=8.5mm；（3） 地脚螺栓直径=0.036a+12=19.3 ，选择m20 （4） 地脚螺栓数目：由于a=20450mm外箱壁至轴承座端面距离+（58）mm大齿轮顶圆与内壁箱距离 15mm齿轮端面与内壁距离 1220箱盖肋厚0.85=7.5mm箱盖肋厚0.85=8.5mm10、 联轴器的选择 根据轴的计算转矩，转速和三轴的最小直径，从机械设计课程设计表16-2查得，采用弹性柱销联轴器,其公称转矩，许用转速。由于 ， 可知联轴器满足要求。11、 减速器附件的选择： 1.通气器：由于在室内使用，选用通气器（一次过滤），采用m8x1.5。 2.油面指示器：选用游标尺m16。 3.起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳。 4.放油螺塞：选用外六角油塞及垫片m16x1.5。12、 润滑与密封：1. 齿轮的轮滑： 根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型： 由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，级大齿轮浸油高度约为0.7各齿高但不小于10mm，该大齿轮高=2.510mm，所以二级大齿轮浸油高度取=11mm。级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径（3.125-