机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器.doc

课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器学院：机械与动力工程学院专业：机械工程及自动化班级：机械0902学号：姓名：指导老师： 目录一 设计任务4题目：带式传输机的传动装置4带式运输机的工作原理（如下图）4工作情况：（已知条件）4二 动力机的选择5电机容量的选择5三 传动装置的运动参数和动力参数61.运动参数62.动力参数6四 传动件设计计算（齿轮）7A 高速齿轮的计算7B 低速齿轮的计算13五 轴的设计18A 高速轴18B 中间轴21C 低速轴25六 轴承的选择和计算27（1）高速轴轴承的选择和计算27（2）中间轴轴承的选择和计算28（3）低速轴轴承的选择和计算29七 键的选择和计算30（1）高速轴的键30（2）中间轴的键31（3）低速轴第一个键：31八 联轴器的选择32a.联轴器一32b.联轴器二32九 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择33a.润滑方式和润滑油牌号的选择33b.密封装置的选择33十 其他零件35（1）六角头螺栓35（2）油标35（3）通气塞35（4）窥视孔35参考文献36一 设计任务题目：带式传输机的传动装置设计题号：8带式运输机的工作原理（如下图）（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机传动示意图）工作情况：（已知条件）A. 工作条件：两班制，每班8小时，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度350CB. 使用折旧期：8年C. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修D. 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220VE. 运输带速度允许误差：+-5%及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产条件4）原始数据：（注：要求按照软齿面设计）参数 题号运输带输出转矩T(N.m)900运输带工作速度V(m/s)0.75卷筒直径D(mm)320F. 制造 二 动力机的选择 电机的动力来源：电力，三项交流电，电压380/220V；故选择常用的封闭式系列的交流电动机电机容量的选择1） 工作机所需要的功率P输入设计方案中总效率：（注：查2表1-7）2) 电动机的输出功率P输出和P输入P输出 =2TVD=4218.75(W)P输入 =P输出/=4860.15(W)电机选择查2表12-1: 要求电动机的功率大于等于要求的理论计算的输入功率，由表中数据，可以选择电机型号为：Y132S-4 型号额定功率/KW满载转速/r/min堵转转矩/r/min最大转矩/Nm质量/kgY132S-45.514402.22.3683)传比的确定 因为 n3=60V/D =44.76(r/min) 且由经验公式 已知i1=1.4i2 则 i=n1/n3=32.17 i1=6.71 i2=4.79三 传动装置的运动参数和动力参数1. 运动参数1) 各轴的转速ni1=n1/n2=6.71n2= n1* i1=214.61(r/min)2. 动力参数1) 各轴的输入功率P1= P输入联=4811.5(W)P2= P1轴承齿轮=4668.16(W)P3= P2轴承齿轮=4529.05(W)P4= P3轴承联=4438.92(W)2) 各轴的转矩T1= 60* P1/(2n1)=31.91(Nm)T2=207.71(Nm)T3=966.25(Nm)T4=947.02(Nm)项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒转速（r/min644.7644.76功率(W)55004811.554668.164529.054438.92转矩(Nm)2.231.91207.71966.25947.02传动比116.714.791效率10.990.97020.97020.9801 四 传动件设计计算（齿轮） A 高速齿轮的计算项目输入功率转速齿数比转矩数值 486015144067131911 选择齿轮类型、齿轮精度、材料及齿数1) 齿轮类型： 由给定条件选择斜齿圆柱齿轮2) 齿轮的精度等级和材料、热处理方法： a齿轮的速度不高，可以选用7级精度； b小齿轮选用40Cr,硬度280HBS,进行调质处理; c大齿轮选用45钢,硬度240HBS,进行调质处理,大小齿轮硬度差,有40HBS,小齿轮硬度高这样对大齿轮有明显的冷作硬化现象，提高了齿轮的疲劳强度3) 齿数选择： 为防止根切保证强度，初定小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=Z1*u=134.2,取Z2=1344) 初选螺旋角：一般在80到200，故初选螺旋角=1502 按照齿面接触强度计算由设计计算公式进行试算：（见1公式10-21）d1t=2.323KT1du+1u(ZEZHH)2(1) 确定公式内的各计算数值：1) 载荷系数Kt试选1.62) 由1图10-30,选取ZH=2.4253) 由1表10-7，选取齿宽系数d=14) 计算：tgt=tgncos=0.3768所以t=20.64690由1图10-26，可以计算的=1.6345) 计算H:先计算应力循环次数： N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*8=3.318*109 N2=N1/i=4.945*108 由1图10-19,可以查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.91 KHN2=0.99 齿轮按照失效概率为1%，取安全系数S=1: 由1公式10-12可计算H1=KHN1lims=546MpaH2=KHN2lims=544.5MpaH应去两者中较小的，故H=544.5Mpa 6） 选取： 由1表10-6，可以查得=189.8Mpa127） 选取YFa1 YFa2: 先计算当量齿数，V=Z1COS3 所以 ZV1=22.192 ZV2=148.687 由1表10-5，通过插值法可以得到 YFa1=2.733 YFa2=2.151(2) 计算1) 计算小齿轮的分度圆直径d1t：由上面的计算公式可以计算出分度圆直径d1t=37.172) 计算圆周速度v:V=d1n160*1000=2.80m/s3) 计算齿宽b、齿高h和法向模数mnt b=dd=37.17 mnt=d1cosz1=1.80 H=2.25mnt=4.04 bh=9.2024) 计算重合度：=0.318d1tan=1.7045) 计算载荷系数K:已知使用系数KA=1，根据速度V=2.80m/s，且齿轮的精度为7级，由1图10-8查得动载荷系数KV=1.11，由1表10-4查得KH=1.30,由1图10-13查得KF=1.6，由1表10-3查得KH=KF=1.4，故载荷系数KK=KAKVKHKF=2.02026) 按实际载荷系数校正所算的的分度圆直径d1:d1=d1t3KKt=40.1757) 计算法面模数mn： mn=d1cosz1=1.943 按照齿面弯曲强度校核 由1公式10-17 mn=32KT1Y(COS)2dz12YFaYSaF(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数K=KAKVKFKF=2.48642) 由=1.704，可以在1图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.8753) 有1表10-5查得应力校正系数YSa1=1.571 YSa2=1.9714) 计算弯曲疲劳寿命系数：先计算应力循环次数： N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*8=3.318*109 N2=N1/i=4.945*108由1图10-18可以查得 KFN1=0.85 KFN2=0.925) 计算大小齿轮YFaYSaF：首先确定F，由1图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1=500Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限FE2=380Mpa去安全系数S=1.4F1=KFN1FE1s=303.57MpaF2=KFN2FE2s=249.71Mpa所以 YFa1YSa1F1=0.01414YFa2YSa2F2=0.01543为了保证两个齿轮能够同时满足弯曲疲劳强度极限，故YFaYSaF值应取 上面两者中较大的值 （2）设计计算 mn=32KT1Y(COS)2dz12YFaYSaF=1.425由计算结果作比较，mn1mn2,所以为了保证足够满足两者的疲劳强度要求，且模数作为标准齿轮的标准参数，应在标准模数中选取。综上所述，mn=2.54 几何尺寸的计算1) 计算中心距a a=(Z1+Z2)mn2COS=199.3 故将中心距圆整为a=2002) 中心距圆整以后修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=15.7405503) 端面模数mt mt=mncos=2.59744) 齿轮的分度圆直径d和齿宽b d1=z1mt=51.948 d2=348.0516 b1=dd1=51.948 b2=b2+2=545) 齿轮上载荷计算 Ft=2T1d1=1228.536N Fr=Fttgncos=464.572(N) Fa=Fttg=346.246(N)B 低速齿轮的计算项目输入功率转速齿数比转矩数值 4668.16214.64.79207.711. 选择齿轮类型、齿轮精度、材料及齿数1) 齿轮类型： 由给定条件选择斜齿圆柱齿轮2) 齿轮的精度等级和材料、热处理方法： a齿轮的速度不高，可以选用7级精度； b小齿轮选用40Cr,硬度280HBS,进行调质处理; c大齿轮选用45钢,硬度240HBS,进行调质处理,大小齿轮硬度差,有40HBS,小齿轮硬度高这样对大齿轮有明显的冷作硬化现象，提高了齿轮的疲劳强度3) 齿数选择： 为防止根切保证强度，初定小齿轮齿数Z1=30,大齿轮齿数Z2=Z1*u=143.7,取Z2=1444) 初选螺旋角：一般在80到200，故初选螺旋角=1502. 按照齿面接触强度计算由设计计算公式进行试算：（见1公式10-21）d1t=2.323KT1du+1u(ZEZHH)2(1) 确定公式内的各计算数值：1) 载荷系数Kt试选1.62) 由1图10-30,选取ZH=2.4253) 由1表10-7，选取齿宽系数d=14) 计算：tgt=tgncos=0.3768所以t=20.64690由1图10-26，可以计算的=1.6815) 计算H:先计算应力循环次数： N1=60n1jLh=60*214.6*1*2*8*300*8=4.944*109 N2=N1/i=1.0322*109 由1图10-19,可以查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92 KHN2=0.90 齿轮按照失效概率为1%，取安全系数S=1: 由1公式10-12可计算H1=KHN1lims=546MpaH2=KHN2lims=544.5MpaH应去两者中较小的，故H=544.5Mpa 若材料强度极限任然跟高速齿轮完全相同的话则会使得接触疲劳强度有所降低，由于低速齿轮主要用于传递扭矩，受力相对比较大，这样不利于受力的均匀和等寿命原则，所以在选用相同材料的情况根据实际情况，可以适当选择质量高一点的同种材料，即在计算过程中认为两者的接触疲劳强度是相同的。6） 选取： 由1表10-6，可以查得=189.8Mpa127） 选取YFa1 YFa2: 先计算当量齿数，V=Z1COS3 所以 ZV1=33.288 ZV2=159.783 由1表10-5，通过插值法可以得到 YFa1=2.474 YFa2=2.144YSa1=1.641 YSa2=1.837（2）设计计算1) 计算小齿轮的分度圆直径d1t：由上面的计算公式可以计算出分度圆直径d1t=69.912） 计算圆周速度v:V=d1n160*1000=0.78m/s3） 计算齿宽b、齿高h和法向模数mnt b=dd=69.91 mnt=d1cosz1=2.251 h=2.25mnt=5.065 bh=13.8033. 按弯曲疲劳强度校核该齿轮采用另外一种方法校核，即根据公式(1公式10-16) F=KFtYFaYYSabmn1) 计算重合度：=0.318d1tan=2.556由=2.556，可以在1图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.8752) 许用弯曲疲劳强度：先计算应力循环次数： N1=60n1jLh=60*214.6*1*2*8*300*8=4.944*109 N2=N1/i=1.0322*109 由1图10-18,可以查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92 KFN2=0.90F1=KFN1FE1s=328.57MpaF2=KFN2FE2s=244.286Mpa 为了能同时保证两齿轮的强度，故F应取两者中的较小值，即F=244.286Mpa3) 模数选取mn：为了满足接触疲劳强度，mn应该大于2.251。在标准模数中选择大于它的座位实际用的模数，即mn=34) 校核计算： F=KFtYFaYYSabmn 显然1受到的弯曲应力大故只要对其校核即可 所以F=127.668MpaF 综上所述，mn=3能够满足齿轮传动的强度要求4. 几何尺寸的计算1) 计算中心距a a=(Z1+Z2)mn2COS=270.207 故将中心距圆整为a=2712) 中心距圆整以后修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=15.613403) 端面模数mt mt=mncos=3.1154) 齿轮的分度圆直径d和齿宽b d1=z1mt=93.448 d2=448.56 b1=dd1=93.448 b2=b2+2=955) 齿轮上载荷计算 Ft=2T1d1=4445.467N Fr=Fttgncos=1680.011(N) Fa=Fttg=1242.317(N)五 轴的设计A 高速轴项目转矩T功率P转速n数据31.914811.551440齿轮受力情况项目圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa数据1228.536464.572346.2641. 初步确定轴的直径dmin根据1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=115故轴的最小直径dmin=17.192，即直径大于dmin扭转强度就可以得到保证。下面通过结构设计确定轴的大致直径和结构分布，最后对轴进行弯扭合成校核，看结构设计能否通过，如不行则需再次进行上述步骤的设计，直至满足强度和结构要求。2. 轴的结构设计(1) 根据轴上零件的尺寸和定位要求确定轴各段的直径和长度a. 满足联轴器的结构要求已知联轴器与高速轴和电机相连，所以联轴器的直径应该与已经选定的电机轴的直径相符合。根据2表12-3可知，电机的直径为38mm,故联轴器的主动端直径应为38mm,又知道从动端的直径应该大于等于dmin，又因为查1表14-1，可以选择工作情况系数KA=1.5，所以Tca=KAT1=47.865Nm,故根据2表8-7可以选择型号为LX3的弹性柱销联轴器。型号公称扭矩许用转速主动端直径从动端直径轴孔长度L1轴孔长度L与轴配合长度LX3125047003830828260根据L的长度确定与联轴器配合的轴段长度取80mmb. 满足轴承的结构要求已知轴承的内径是5的倍数，且轴肩高度大于0.07d。已知d1=35mm，所以轴承内径可取40mm，选择角接触球轴承AC系列。由2表6-6，可以查得轴承的具体参数。项目型号内径外径宽度参数7008AC406815故轴承的轴段，长度大于等于15mm。c. 满足齿轮的结构要求由上面齿轮设计过程已知，齿轮宽度为54mm。又因为轴的直径已经到达40mm，所以齿轮应该与轴连成一体，故该高速轴应为齿轮轴。因而可以设计出的高速轴的基本尺寸，如下图。d. 对轴的强度进行校核由上面的齿轮计算已知 Ft=2T1d1=1228.536N Fr=Fttgncos=464.572(N) Fa=Fttg=346.246(N) 将轴等价当做一根简支梁，轴承作为两个简支点的位置。对两轴承运用材料力学的只是，分别对轴承的两点进行弯矩合成得到。这样就可以求作用在轴承上的合力。这样就可以做出弯扭合成图。已知抗弯截面系数，许用弯曲疲劳强度，根据材料力学的知识就可以求出危险截面的。故轴的强度满足要求。B 中间轴项目转矩T功率P转速n数据207.714668.16214.61齿轮受力情况项目圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa数据11228.536464.572346.264数据24445.4671680.0111242.3173. 初步确定轴的直径dmin根据1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=117故轴的最小直径dmin=32.366，即直径大于dmin扭转强度就可以得到保证。下面通过结构设计确定轴的大致直径和结构分布，最后对轴进行弯扭合成校核，看结构设计能否通过，如不行则需再次进行上述步骤的设计，直至满足强度和结构要求。4. 轴的结构设计(2) 根据轴上零件的尺寸和定位要求确定轴各段的直径和长度a. 满足轴承的结构要求已知轴承的内径是5的倍数，且轴肩高度大于0.07d。根据强度要求，所以轴承内径可取45mm，选择角接触球轴承AC系列。由2表6-6，可以查得轴承的具体参数。项目型号内径外径宽度参数7209AC4510025故轴承的轴段，长度大于等于25mm。b. 满足齿轮的结构要求中间轴要安装两个齿轮，由上面齿轮设计过程已知，齿轮宽度分别为52mm和95mm。由于齿轮定位的要求，所以安装的轴段需要比齿轮宽短4mm左右。考虑到轴承等轴上零件的定位要求，故对中间轴做出如下图的结构设计。c. 轴强度校核（1） 按弯扭合成强度校核首先根据结构设计确定下来的中间轴的尺寸，以及作用在两个齿轮上的力画出轴的受力简图。根据材料力学知识，进行弯扭合成计算，求出每个危险截面上的弯矩，然后在进行弯曲疲劳强度的校核。已知轴为45钢，进行调制处理，这样可以得到轴的弯曲疲劳强度为。弯扭校核的弯矩图，如下图所示。轴的受力简图，如下图所示首先求轴承对轴的支反力，由材料力学公式有：画出各个方向的弯矩图，然后合成中的弯矩图，然后根据强度理论求当量弯矩所以，危险截面的危险截面 弯曲应力M截面一270.88129.726截面二291.66320743截面三208.60714.836截面四208.60722.892 由上表可以得出，即此结构的轴满足弯曲疲劳强度要求。（2） 按疲劳强度条件进行精密校核由于中间承受主要载荷，故其安全强度尤为重要。为了保证其设计的安全，我们需要确定在变应力的情况下轴的安全程度。在已知轴的外形，尺寸和载荷的基础上，可通过分析确定危险截面（这时不仅要考虑弯曲应力和扭转切应力的大小，而且要考虑应力集中和绝对尺寸等的因素影响的程度），按照1公式3-35计算出该轴的安全系数，并且应该使其稍大于或者至少等于设计的安全系数s。 由1374页可以查得s=1.5，由125页查得，。由132页公式有 因为，减速在工作过程中只会受到轻微丛集载荷，没有很大的瞬时过载，而且是单向转动，没有非常严重的应力不对称性，故而不需要对轴进行静强度的校核。C 低速轴项目转矩T功率P转速n数据966.254529.0544.76齿轮受力情况项目圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa数据4445.4671680.0111242.3171. 初步确定轴的直径dmin根据1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=115故轴的最小直径dmin=53.588，即直径大于dmin扭转强度就可以得到保证。下面通过结构设计确定轴的大致直径和结构分布，最后对轴进行弯扭合成校核，看结构设计能否通过，如不行则需再次进行上述步骤的设计，直至满足强度和结构要求。2. 轴的结构设计根据轴上零件的尺寸和定位要求确定轴各段的直径和长度a. 满足轴承的结构要求已知轴承的内径是5的倍数，且轴肩高度大于0.07d。已知d1=48mm，所以轴承内径可取60mm，选择角接触球轴承AC系列。由2表6-6，可以查得轴承的具体参数。项目型号内径外径宽度参数7012AC609518故轴承的轴段，长度大于等于18mm。b. 满足齿轮的结构要求由上面齿轮设计过程已知，齿轮宽度为93mm。于齿轮定位的要求，所以安装的轴段需要比齿轮宽短4mm左右。考虑到轴承等轴上零件的定位要求来决定轴段的长度要求。c. 满足联轴器的结构要求已知联轴器与高速轴相连，所以联轴器的直径应该与所在的轴的直径相符合。根据2表12-3可知道从动端的直径应该大于等于dmin，又因为查1表14-1，可以选择工作情况系数KA=1.5，所以Tca=KAT1=1231.126Nm,故根据2表8-7可以选择型号为LX3的弹性柱销联轴器。型号公称扭矩许用转速主动端直径从动端直径轴孔长度L1轴孔长度L与轴配合长度LX3125047004842112112100根据L的长度确定与联轴器配合的轴段长度取110mm，由此可以对轴进行结构设计，如下图。六 轴承的选择和计算（1） 高速轴轴承的选择和计算a. 根据轴的结构设计，可以确定高速轴的轴承型号已知轴承的内径是5的倍数，且轴肩高度大于0.07d。已知d1=35mm，所以轴承内径可取40mm，选择角接触球轴承AC系列。由2表6-6，可以查得轴承的具体参数。项目型号内径外径宽度参数7008AC406815b. 对轴承的寿命进行校核已知要求轴承每次大修换一次，也就是要求轴承的寿命至少为四年。即。首先计算出轴承受到的载荷（支反力，轴向力） 由2表6-6可以查得角接触球轴承，AC系列的径向当量动载荷寿命校核的方法 当 当 所以利用这个公式计算出轴承的当量载荷(查表)。查2表6-6,7008AC的基本额定动载荷=19.0。所以轴承寿命 与额定寿命比较满足要求，即轴承的满足设计要求。（2） 中间轴轴承的选择和计算a. 根据轴的结构设计，可以确定高速轴的轴承型号已知轴承的内径是5的倍数，且轴肩高度大于0.07d。根据强度要求，所以轴承内径可取45mm，选择角接触球轴承AC系列。由2表6-6，可以查得轴承的具体参数。项目型号内径外径宽度参数7209AC4510025b. 对轴承的寿命进行校核已知要求轴承每次大修换一次，也就是要求轴承的寿命至少为四年。即。首先计算出轴承受到的载荷（支反力，轴向力） 由2表6-6可以查得角接触球轴承，AC系列的径向当量动载荷寿命校核的方法 当 当 所以利用这个公式计算出轴承的当量载荷。查2表6-6,7008AC的基本额定动载荷=19.0。所以轴承寿命 与额定寿命比较满足要求，即轴承的满足设计要求。（3） 低速轴轴承的选择和计算a. 根据轴的结构设计，可以确定高速轴的轴承型号已知轴承的内径是5的倍数，且轴肩高度大于0.07d。已知d1=48mm，所以轴承内径可取60mm，选择角接触球轴承AC系列。由2表6-6，可以查得轴承的具体参数。项目型号内径外径宽度参数7012AC609518b. 对轴承的寿命进行校核已知要求轴承每次大修换一次，也就是要求轴承的寿命至少为四年。即。首先计算出轴承受到的载荷（支反力，轴向力） 由2表6-6可以查得角接触球轴承，AC系列的径向当量动载荷寿命校核的方法 当 当 所以利用这个公式计算出轴承的当量载荷。查2表6-6,7008AC的基本额定动载荷=19.0。所以轴承寿命 与额定寿命比较满足要求，即轴承的满足设计要求。七 键的选择和计算 键是标准件，它只要根据连接轴的直径在2表4-1中查出键的宽和高（）。然后选择键的长度,键的长度是根据键的被连接件的宽度（如齿轮的宽度，联轴器的宽度等），同时为了保证载荷的均匀分布，故键的长度应该比被连接件的长度短5mm左右。当间的基本尺寸确定以后，应该由轴上的扭矩对键进行强度的校核。已知键的需用强度（1） 高速轴的键根据轴的设计过程，可以由2表4-1可以查出键的规格为,已知该轴上的扭矩，轴径30mm。所以见的挤压强度所以强度满足要求（2） 中间轴的键a. 中间轴第一个键：根据轴的设计过程，可以由2表4-1可以查出键的规格为,已知该轴上的扭矩，轴径52mm。所以见的挤压强度所以强度满足要求b. 中间轴的第二个键：根据轴的设计过程，可以由2表4-1可以查出键的规格为,已知该轴上的扭矩，轴径52mm。所以见的挤压强度所以强度不满足要求，所以要对键进行重新选择和计算。改用键,经过计算，故强度满足要求。所以换用键。（3） 低速轴第一个键：根据轴的设计过程，可以由2表4-1可以查出键的规格为,已知该轴上的扭矩，轴径70mm。所以见的挤压强度所以强度满足要求c. 低速轴的第二个键：根据轴的设计过程，可以由2表4-1可以查出键的规格为,已知该轴上的扭矩，轴径48mm。所以见的挤压强度所以强度不满足要求，所以要对键进行重新选择和计算。改用键,经过计算，故强度满足要求。所以换用键。八 联轴器的选择a. 联轴器一联轴器的选择是根据轴的结构设计时确定的，作为标准件可以在2表8-7根据轴径和电机等直径选择即可。已知联轴器与高速轴和电机相连，所以联轴器的直径应该与已经选定的电机轴的直径相符合。根据2表12-3可知，电机的直径为38mm,故联轴器的主动端直径应为38mm,又知道从动端的直径应该大于等于dmin，又因为查1表14-1，可以选择工作