二级直齿圆柱齿轮减速器_(机械设计课程设计).doc

1、传动方案的分析由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 674.4103372.04r/min由经济上考虑可选择常用电机为3000r/min .级数为二级，又可知总传动比为24,有轻微振动,因而用V带与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.2、电动机选择2.1确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.2确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率= Fv/1000w=620 X 1.6/1000 X 0.96 =1.03kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5 分别为V带、滚子轴承、齿轮传动、球轴承、联轴器的效率，由机械设计（第8版）P6查得1 = 0.96，2 = 0.98，3 = 0.97，4 = 0.99，5 = 0.99，则传动装置的总效率为总=122324 25 = 0.96 x 0.982 x 0.972 x 0.992 x 0.99=0.842 1.03/0.842=1.223kw2.3选择电动机转速由机械设计（第8版）2-3推荐的传动副传动比合理范围 V带传动 =2 两级减速器传动 =840(=36)则传动装置总传动比的合理范围为 = =2（840）电动机转速的可选范围为nw=60x1000x1.6/3.14x260117.60r/min=2（840）=16nw80nw=1881.63647.8r/min根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000。选用同步转速为3000r/min。选定电动机型号为Y80M2-2。查机械设计手册得电机的额定转速为2825 r/min.2.4传动装置的传动比（1）传动装置总传动= nm / =2825/117.624 式中nm-电动机满载转速，2825r/min;-工作机的转速，117.6 r/min。（2）分配传动装置各级传动比分配原则：（1） 减速器的总传动比为: V带的传动比为: i带=2 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为: i齿1 = = 3 低速级的传动比: 3、运动和动力参数3.1各轴转速计算n0= =2825 r/minn= nm /=1412.5r/minn= n / = 1412.5/3=470.83 r/minn= n / =470.83/4=117.7r/min3.2各轴输入功率P0= Pd=1.223kwP= Pd1= 1.223x0.96=1.17kwP= P12 =1.17x0.98x0.97=1.11kwP= P23 =1.11x0.98x0.97=1.05kw3.3各轴输入转矩T0 = 9549Pd/n0 =9549x1.223/2825=4.13T = 9549P/n=9549x1.17/1412.5=7.91T = 9549P/n = 9549x1.11/470.83=22.51T = 9549P/n = 9549x1.05/117.7=85.19表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比 0轴1.22328254.132 轴1.171412.57.913 轴1.11470.8322.514轴1.05 117.785.19 4、传动零件的设计计算4.1渐开线斜齿圆柱齿轮设计（1）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1P208 表10-8传输机为一般工作机速度不高级72材料选择查1P180 表10-1小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS3选择齿数ZZ1=24Z2=3x24=72U=72/24=3个2472U3 1按齿面接触疲劳强度设计（1）试选Kt试选1.3Kt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T1T=9550XP1/n1m(3)齿宽系数查机械设计（第8版）得d=0.71.15(4)材料的弹性影响系数ZE查机械设计（第8版）得锻钢MP1/2(5) 齿轮接触疲劳强度极限查机械设计手册得600550600550（6）应力循环次数N查机械设计手册得N1=60n1jLh=60X1412.5X16X300X104.068X109 =4.068X109/3=1.356X109N1=4.068X10N2=1.356X109（7）接触疲劳强度寿命系数KHN查机械设计手册得KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H1= H2= H1H2（9）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算27.56mm27.56（10）计算圆周速度vV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.04m/sV=2.04（11）计算齿宽Bb = dd1tB1=127.56mmB1=27.56（12）模数27.56/241.148h = 2.25mnt =2.59b/h=27.56/2.59=10.64=1.148h =2.59b/h= 10.64（13）计算载荷系数K由机械设计（第8版）查得使用系数根据v=1.6、 7级精度，由机械设计（第8版）查得动载荷系数1.05由机械设计（第8版）查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X10-3X27.56=1.402由机械设计（第8版）查得KF=1.34假定，由机械设计（第8版）查得1故载荷系数K=KAKVKHKH=1X1.05X1X1.402=1.472K=1.472（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径由机械设计（第8版）查d1=d1t=68.30d1=68.30（15）计算模数68.30/24=2.85mm2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK1x1.05x1X1.34=1.407K1.407(2)齿形系数由机械设计（第8版）查Fsa1=2.65Fsa2=2.215Fsa1=2.65Fsa2=2.215(3)应力校正系数由机械设计（第8版）查YSa1=1.58YSa2=)1.757YSa1=1.58YSa2=1.757（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计（第8版）查500380500380（5）弯曲疲劳强度寿命系数由机械设计（第8版）查0.850.880.850.88（6）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.4由机械设计（第8版）查F1= F2= F1 F2（7）计算大小齿轮的并加以比较2.65x1.58/303.57=0.01379 ：取0.016290.01379=0.01629大齿轮值大（8）齿根弯曲强度设计计算由机械设计（第8版）查=2.61mm2.61结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 68.3应有的齿数。于是由=68.3/3 =23，取Z1=23,Z2 = Z1i齿1 =23x3=69取Z2 =693几何尺寸计算（1）计算中心距aA=(69+207) /2=138mma=138（2）计算齿轮的分度圆直径dd1=3x23=69d2=3x69=207mmd1=69d2=2073）计算齿轮的齿根圆直径=69-7.5=61.5=207-7.5=199.5mmdf1=61.5df2=199.5（4）计算齿轮宽度Bb = dd1圆整后取：B1 = 75B2 =70mm B1 = 75B2 = 70（5）验算=2x7910/69N =230N=1x230/63N/mm = 3.38N/mm100N/mm合适 （2）低速级标准斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级由机械设计（第8版）查传输机为一般工作机速度不高级72材料选择小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS）3选择齿数Z=24=4x24=96U=96/24=4个=24=96U=45按齿面接触强度设计（1）试选KtKt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩TT=9549P/nT=9549x1110/470.83 =22512.138(3)齿宽系数查机械设计手册得d=0.70.115(4)材料的弹性影响系数ZE查机械设计手册得锻钢MPa1/2(5) 齿轮接触疲劳强度极限查机械设计手册得600550600550（6）应力循环次数N查机械设计手册得N3=60n3jLh=60x470.83x16x300x10=1.35599x109N4 = N3/ i齿2 =1.35599x109/4=0.34x109N3=1.35599X109N4=0.34x109（7）接触疲劳强度寿命系数KHN查机械设计手册得KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，查机械设计手册得 H3=540H4=522.5（9）试算小齿轮分度圆直径试算39.2077mm39.2077（10）计算圆周速度vv=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.966m/sv=0.966（11）计算齿宽Bb = dd3t B=1X39.2077=39.2077mmB=39.2077（12）模数度b/h =10.666（13）计算载荷系数K查机械设计手册得使用系数根据v= 0.998级精度，由机械设计手册查得动载荷系数1.04查机械设计手册得=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X10-3X39.2077=1.498由机械设计手册查得假定，查机械设计手册得1.2故载荷系数（14）按实际载荷系数校正分度圆直径d3查机械设计手册得d3=d3t=44.255.d3=44.255（15）计算模数=72.058/23=1.8429mm=1.84296按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=1X1.04X1.2X1.35=1.6848K=1.6848（2）齿形系数查机械设计手册得YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）应力校正系数查机械设计手册得YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.776（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限查机械设计手册得500380500380（5）弯曲疲劳强度寿命系数查机械设计（第8版）得0.850.880.850.88（6）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.35，查机械设计（第8版）得 F4= F3=314.81F4=247.71（7）计算大小齿轮的并加以比较=(2.69+1.575)/314.815=0.013547=2.208+1.776/247.704=0.016083结论：大齿轮值大大齿轮值大（8）齿根弯曲强度设计计算由机械设计手册得=1.2771.277结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 44.255mm来计算应有的齿数。于是由=44.255/1.277=34.66 取35，则Z4 = Z3i齿2 = 35x4=140 取Z4 = 1403几何尺寸计算（1）计算中心距aA=(35+140)1.3/2=113.75将中心距圆整为114mma=114（2）计算齿轮的分度圆直径dd3=35x1.3=45.5d4=140x1.3=182mmd3=45.5d4=182（3）计算齿轮的齿根圆直径df=45.5-3.25=42.25=182-3.25=178. 5mmdf1=42.25df2=178. 5（4）计算齿轮宽度Bb = dd3圆整后取：46B3 =80B4 = 75mmb =46 B3 =80B4 = 75（5）验算=2x22.5x103 /45.5 N =989N=1x989 /46N/mm = 21.5N/mm100N/mm 合适（3）直齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮323691385045低速级直齿圆柱齿轮43514011480755、 V带的设计计算已知p=1.22kw，n=2825r/min,查机械设计（第8版）得，选用z带型，即=5071mm，取小带轮基准直径为=63mm.5.1验算带速 因为5m/s9.31m/s（）min5.8计算压轴力 压轴力的最小值为 =270N。5.9联轴器的选择轴的联轴器:由于电机的输出轴轴径为28mm查机械设计（第8版）得由于转矩变化很小可取KA=1.31.37.91=10.283N.m又由于电机的输出轴轴径为28mm查机械设计（第8版）得，选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩n=63N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028之间，由于电机的轴径固定为28mm,而由估算可得1轴的轴径为20mm。故联轴器合用:的联轴器:查1表14-1转矩变化很小可取KA=1.31.385.19=110.747N.m查机械设计（第8版）得，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩n=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为4048之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.6、轴的设计计算减速器轴的结构草图6.1 轴的结构设计（1）选择轴的材料及热处理方法查机械设计（第8版）选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。（2）确定轴的最小直径查机械设计（第8版）扭转强度估算轴的最小直且A0=(112 97)D13.546mm考虑键：有一个键槽，D10.33（1+5）=10.847mm（3）确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果大于轴的最小直径10.847且考虑与联轴器内孔标准直径配合20大带轮定位d2= d1+2（0.070.1）d1=20+2.84=22.824考虑密封圈查机械设计（第8版）得d=2525考虑轴承d3 d2选用6206轴承从机械设计手册软件（R2.0）B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=6230考虑轴承定位查表2 9-73636考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟36（同一对轴承） 30（4）选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数查机械设计手册得“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =3.467 ，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查机械设计手册得 小于8选88地脚螺栓直径及数目n查机械设计手册得时,n=4=204n=4轴承旁联接螺栓直径查机械设计手册得=0.75=0.7520=15=16轴承旁联接螺栓扳手空间、查机械设计手册得=22=20轴承盖联接螺钉直径查机械设计手册得=(0.4-0.5)=0.5x20=1010轴承盖厚度查机械设计手册得 e=(11.2) =(11.2)10=101212小齿轮端面距箱体内壁距离查机械设计手册得 （或1015）10轴承内端面至箱体内壁距离查机械设计手册得 =354轴承支点距轴承边端面距离a查机机械手册软件版8（5）计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果(联轴器)=38-（23）36L2=8+22+20+（58）-4.5-16+8+29=70.572=16(轴承B)16 2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102102=B1=50502+(3-5)10+4.5=14.514.5B-2=16-2=1414L（总长）L =36+72+16+102+50+14.5+14=289289L(支点距离)L=289-36-72-16+2=1671676.2 轴的结构设计（1）选择轴的材料及热处理方法查机械设计手册得选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。（2）确定轴的最小直径查机械设计手册得扭转强度估算轴的最小直径的公式：=16.64且 考虑键：D16.64（1+5%）=17.5mm（3）确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果大于轴的最小直径25.2且考虑与轴承公称直径配合试选代号6207B=17,da=42,D=7235与键40轴环定位= d2+2（0.070.1）d2=40+2(0.070.1)40=45.648 取4848=40=（一对同型号轴承）35（4）选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数查机械设计手册得“润滑方式”，及设计说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =2.91，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承边端面距离a查机械手册软件版8.5（5）计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果17+（53）+10+233.533.580-27878 （815）1045-2434317+（35）+10+2.5+23434L（总长）L 33.5+78+10+43+34198.5198.5L（支点距离）L 198.517+2183.5183.56.3、轴的结构设计（1）选择轴的材料及热处理方法查机械设计手册选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。（2）确定轴的最小直径查机械设计手册得扭转强度估算轴的最小直径的公式：25.92再查 1表15-2， 考虑键： 的25.92（1+5）27.2mm（3）确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果大于最小直径27.2mm且考虑到与联轴器内孔标准直径配合, =4032,考虑联轴器定位查,并考虑与密封垫配合查机械设计手册得接触式密封d=4040考虑与轴承公称直径配合 ，轴承代号：6210B20 5057考虑到齿轮定位, d5=d4+(510)=6364= 57= d350（4）选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数“滚动轴承的润滑”，及说明书“计算齿轮速度” 由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑, 名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a从机械手册软件版10（5）计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果与联轴器配合长度短23mm84-（23）82828+22+20+5+8+29-20-4.567.567.520204.5+10+2.5+45+10+2.5-1262.562.5轴肩1275-27373 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+2186.5mm186.56.4校核轴的强度齿轮的受力分析：齿轮2上的圆周力小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力217.49*=79.16N0齿轮3上的圆周力小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力N989.45*=360.13N0（1）求支反力、绘弯矩、扭矩图轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。AC=8.5+17+=48 CD=+10+=72.5BD=8.5+4.5+10+40=63在XAY平面上：X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63）217.49X48+989.45X120.5=183.5所以，=706.639N =+=500.301N所以，C断面 =48=24.014X D断面 =63=44.518X在XAZ平面上：x48+X183.5=x（48+72.5）79.16x48+x183.5=360.13x120.5 所以，=215.78N =80.574N所以，C断面 =X48=3.868X =X63=13.594X合成弯矩C断面 =24.324X合成弯矩D断面 =46.547X因为 , 所以D断面为危险截面。查机械设计手册 =60mpa,因为(1630010)h=72000h结论：所选的轴承满足寿命要求。8、键联接的选择和校核8.1轴大齿轮键（1）键的选择选用普通 圆头平键 A型,轴径d=40mm ,查1表6-1，得宽度b=12mm,高度h=8mm, （2）键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，根据键的长度系列选键长L=36mm 。键，轴，轮毂的材料都为钢，查机械设计手册许用挤压应力p=100120Mpa,取p=100Mpa.键的工作长度 =Lb=3612=24mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm查机械设计手册所以所选用的平键强度足够。9、减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择9.1传动零件的润滑（1）齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。（2）滚动轴承的润滑因为I轴II轴齿轮圆周速度v2m/s,滚动轴承采用油润滑而III轴的齿轮圆周速度v2m/s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,但由于齿轮不能飞溅润滑,故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到润滑轴承目的。9.2减速器密封（1）轴外伸端密封I轴：与之组合的轴的直径是25mm，查机械设计手册，选d=25mm毡圈油封II轴：无需密封圈III轴：与之配合的轴的直径是45mm，查机械设计手册，选d=45mm 选毡圈油封10、减速器箱体设计及附件的选择和说明10.1箱体主要设计尺寸名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚0.025*123+36.0758箱盖壁厚8=0.8x8=6.48箱座凸缘厚度1.5812箱盖凸缘厚度1.5812箱座底凸缘厚度2.5820地脚螺栓直径0.036a+12=0.036x123+12=16.428查机械设计手册20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径0.7520=1516箱盖与箱座联接螺栓直径0.5x20=1010联接螺栓d2的间距查3表3P26150200160轴承端盖螺钉直径查机械设计手册3P26(0.4-0.5) 0.4x20=88定位销直径（0.70.8）108、至外箱壁距离查机械设计手册262216、至凸缘边缘距离查机械设计手册2414轴承旁凸台半径10凸台高度作图得到h=54轴承座宽度大齿轮顶圆与内箱壁距离1.28=9.610齿轮端面与内箱壁距离101510箱盖、箱昨筋厚、0.8586.86.8轴承端盖外径62+58=10272+58=112100+58=130102112130轴承旁联接螺栓距离10211213010.2、附属零件设计（1）窥视孔和窥视孔盖其结构机械设计手册其尺寸选择为：（2）通气塞和通气器通气器结构见2表14-9,p136 主要尺寸：M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=5（3）油标、油尺由于杆式油标结构简单，应用广泛，选择杆式油标尺，其结构机械设计手册其尺寸选择为: