双级直齿圆柱齿轮减速器设计.doc

湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 刘扬 职称 教授 学生姓名 李坤汶 专业班级 机械设计制造及自动化 班级 093 学号 09405100233题 目 双级直齿圆柱齿轮减速器设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月24 日 2012 年1 月 5 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸张4装配图15零件图26 课程设计任务书20112012学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及自动化 专业 093 班级课程名称： 机械设计 设计题目： 双级直齿圆柱齿轮减速器设计 完成期限：自 2011年 12 月 24 日至 2012年 1月5 日共 2周内容及任务一、设计的主要技术参数：运输带牵所需扭矩T=410Nm；运送带速度 V=0.80m/s；卷筒直径D=340 mm。工作条件：用于热处理车间传送清洗零件，双班制，使用年限10年（其中轴承寿命为3年以上），每年300天，三班倒连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差5%。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工作内容2011.12.24-2011.12.25传动系统总体设计20111.12.25-2011.12.27传动零件的设计计算 2011.12.27-2012.1.3减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 2012.01.04-2012.01.05交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计（第八版）（濮良贵 纪明刚主编 高教出版社）2.机械设计课程设计（杨光 席伟光主编 高教出版社）3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社）4机械原理（朱理主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）6.机械设计手册（单行本）（成大先主编 化学工业出版社） 7.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社）指导教师： 刘 扬 2011 年 11 月 10日 机 械 设 计设计说明书双级直齿圆柱齿轮减速器设计起止日期： 年 月 至 年 月 日学生姓名李 坤 汶班级机设093学号09405100233成绩指导教师(签字)刘 扬 机械工程学院（部）年 月 日目 录第1章 设计任务书第2章 传动方案的拟定第3章 电动机的选择第4章 传动装置的运动和动力参数的选择和计算第5章 传动零件的设计计算第6章 轴的设计计算第7章 轴承的寿命计算及校核第8章 键联接强度的计算及校核第9章 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择第10章 减速器箱体及附件的设计 第11章 设计小结 第12章 参考文献第1章 设计任务书1.1 课程设计的题目热处理车间传送设配的展开式双级直齿圆柱齿轮减速器1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带牵所需扭矩：； 运输带的工作速度：；卷筒直径：；使用寿命：10年（其中轴承寿命为3年以上），双班制。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：小批量生产。1.4带式输送机传动系统简图如下设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。图1.1带式运输机的传动装置 第 2 章 传动方案的拟定2.1带式输送机传动系统简图如下： 图2-1双级直齿圆柱齿轮减速器A-电动机；B-带传动；C-减速器；D-联轴器；E-卷筒；F-运输带上图为展开式的两级直齿圆柱齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳，适合于较差的环境下长期工作；但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级均为直齿圆柱齿轮传动。第 3 章 电动机的选择 3.1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1工作机所需的有效功率式中 -工作机的转矩（）；-转速（）。滚筒轴的工作转速：。3.2.2电动机的输出功率式中：-传动系统的总效率其中，根据机械设计表2（按一般齿轮传动查得）联轴器效率（齿式）， 一对滚动轴承效率， 闭式圆柱齿轮（8级精度）传动效率， 运输带机构效率，-带传动效率，取则系统的总效率工作时，电机所需的功率为因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据机械设计表8-53所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。3.3确定电动机的转速卷筒轴工作的转速：根据机械设计中表18-1（按两级圆柱-圆柱齿轮减速器查得），两级圆柱-圆柱齿轮减速器一般传动比范围为860，则总传动比合理范围为=860，故电动机转速的可选范围为，符合这一范围的同步转速的只有，再由3.2中的电动机的额定功率，可根据机械设计中表8-53查得，可选取Y100L2-4型号的电动机，其数据列于表1中。表3.1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速()堵载转速额定转速堵载转速额定转速Y100L2-4314202.22.2第 4 章 传动装置的运动和动力参数的选择和计算4.1传动装置的总传动比式中：总传动比 电动机的满载转速（r/min）由传动系统方案(见图2-1)知：带传动的传动比取，则减速器总传动比为为了便于两级圆柱齿轮减速器采侵油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为低速级传动比为 4.2 传动系统的运动和动力参数计算4.2.1 各轴的转速计算4.2.2 各轴输入功率计算 4.2.3 各轴输入扭矩计算 将上述计算结果列于表4-1中以供查用 表4-1 各轴运动与动力参数轴 号转速功率扭矩1473.332.7355.082129.012.60192.47345.422.47519.34445.422.40504.62第 5 章 传动零件的设计计算5.1 带传动的设计计算5.1.1确定计算功率计算功率是根据传递的功率，并考虑到载荷性质和每天工作时间等因素的影响而确定的。即式中：-所需传递的额定功率（如电动机的额定功率），; -工作情况系数，见机械设计表8-7。5.1.2选择普通V带截型根据计算功率和小带轮的转速，由机械设计图11-8选普通A型V带。5.1.3确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计P155表8-6，取V带轮最小故由机械设计P157表8-8，取带速： 在525m/s范围内，带速合适。5.1.4确定带长和中心距初定中心距根据0.7()2()根据机械设计P146表8-2选取相近的传动的实际中心距5.1.5验算小带轮包角符合小带轮包角的要求5.1.6确定带的根数Z5.1.6.1计算单根V带的额定功率。由和，查表8-4a的根据，和A型带，查表8-4b得查表8-5得,查表8-2得，于是5.1.6.2计算V带的根数Z取2根5.1.7带的初拉力查机械设计P149表8-3的= ,由得5.1.8计算轴上压力由式得 5.1.9带轮的结构设计5.1.9.1小带轮的结构设计由选择小带轮的材料为铸钢；由, d，同时，小带轮的结构形式选择孔板式。5.1.9.2大带轮的结构设计由选择大带轮的材料为HT200；，d300mm,所以选轮辐式。高速级齿轮(一)精度等级，材料及齿数运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度材料选择，由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）二者硬度差为40HBS选用小齿轮的齿数z=25,大齿轮的齿数,取z=93（二）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即A. 确定公式内的各计算数值1.试选择载荷系数2.小齿轮传递的转矩3.由表10-7选取齿宽系数4.由表10-6查得材料的弹性影响系数5.由图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。6.由式10-13计算应力循环系数7.由图10-19去接触疲劳寿命系数8.计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数S=1，,由式（10-12）得B计算1.计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2.计算圆周速度3,计算齿宽b4计算齿宽与齿高之比模数齿高5.计算载荷系数根据v=1.242m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由=11.14，查图10-13得,故载荷系数6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7计算模数（三）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的公式为A确定公式内的各计算值1.由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限2.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.4，由式（10-12）得4.计算载荷系数5查取齿形系数由表10-5查得6查取应力校正系数由表10-5查得7计算大齿轮，小齿轮的大齿轮的数值大B设计计算由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，课取弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m=2，算出小齿轮齿数大齿轮齿数，取=100这样设计出得齿轮传动，既满足了齿根弯曲疲劳强度，又满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免原材料的浪费（四）分度圆直径计算中心距宽度 取 ，1.输出轴的参数如下2.作用在齿轮上的力3.初步确定最小直径由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。根据机械设计（15-2）式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据机械设计中表15-3按45钢查得 低速轴的功率（KW），由表5.1可知： 低速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据机械设计（14-1）式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据中机械设计表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据机械设计课程设计中表8-36查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图7.2以及表7.1所示，图7.2 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图表7.1LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度mm转动惯量Kg.m2质量kg型 型LX31250475030，32,35,388260821600.026840,42,45,4811284112由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4轴的结构设计（1）.拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图7.3所示，图7.3 低速轴的结构与装配（2）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轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据机械设计P364中查得定位轴肩的高度故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和圆周力的作用，根据机械设计中表13-1选择6211型深沟球轴承。根据文献【2】中表8-30中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精其基本尺寸资料如下表所示；3）取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径 4）轴承端盖的总宽度为20mm。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的右端面的距离l=30mm，故取 5)取齿轮距箱体内壁距离a=16mm,上级圆柱齿轮与本级圆柱齿轮的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度他、T=31.5mm,上级大齿轮的轮毂长l=50mm，=54+20+16+8-8=90mm至此，已初步确定轴的各段直径和长度（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸5.求轴上的载荷首先根据轴的机构图，做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取。对于30311轴型圆锥滚动轴承，由手册中查得=29mm，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出C截面是轴的危险截面。现将计算出得截面C处的载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩表7.3 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度825059.57189031.5轴段直径45525560706555轴肩高度3.51.52.55556按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据机械设计中15-5式查得，式中：C截面的计算应力（MPa）折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据机械设计中P373应取折合系数 抗弯截面系数（mm3），根据机械设计中表15-4按圆形截面查得 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得。因此，故安全。7.精准校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。根据机械设计中附表3-4和附表3-8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左右两侧即可。(2)分析截面左侧