二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

机械设计 课程设计说明书设计题目 ： 两级圆柱齿轮减速器机械工程学院院（系）机械设计，制造及其机动化专业班级 ： 机英093班 学号 ： 09431156设计人 ： -指导老师 ： -完成日期 ： 2012年2月27日 -大学目录1.设计任务书32.传动方案的拟定及说明33.电动机的选择44.计算传动装置的运动及动力参数125.传动件的设计计算146.轴的设计计算167.滚动轴承的选择和计算168.键联接的选择及校核计算219.联轴器的选择2210.减速器附件的选择2211.润滑与密封2512.设计小结2813.参考资料目录28一设计任务书：设计一个铸工车间碾砂机上的齿轮减速器。其传动简图如图（1）所示。单班工作，每班工作8小时，其载荷变化如图（2）所示，工作寿命10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差为5%，开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产。立轴工作所需转矩：T=900Nm，立轴转速：n=32r/min。图（1）传动简图 图（2）载荷变化图二传动方案的拟定和说明由题目所知传动机构类型为：两级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进行传动，载荷变动很小。设计内容计算及说明结果1.电机类型2.确定电动机容量1.传动装置总传动比2.分配各级传动比1. 各轴转速2.各轴输入功率3各轴转矩4.数据列表如表21选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数2 选齿轮齿数及螺旋角3.按齿面接触强度设计4.确定公式内各计算数值5.设计计算6按齿根弯曲强度设计7.确定公式内的各计算数值8.设计计算9几何尺寸计算1选定齿轮类型，精度等级，材料2选齿轮压力角及齿数3. 按齿面接触强度设计4.确定公式内各计算数值5.设计计算6按齿根弯曲强度设计7.确定公式内的各计算数值8.设计计算9几何尺寸计算10齿轮数据列表1求输出轴的输出功率、转速和转矩2求作用在齿轮上的力3.初步确定轴的最小直径5选联轴器，并确定轴的最小直径1.确定各计算数值一.电动机的选择图1 轴与齿轮的编号选用Y系笼型三相异步交流电动机:（1）立轴输出功率（2）电动机输出功率传动装置的总效率=0.80圆柱齿轮传动0.97 开式圆锥齿轮传动0.93 滚动轴承0.98 弹性联轴器0.99各轴间传递效率：=0.99 =0.9506=0.9506 =0.9702=0.9114电动机输出功率（3）电动机额定功率选择查机械设计手册，选（4）.确定电动机转速查课程设计手册表2-2得两级圆柱齿轮传动比范围为i=860，则电机的转速范围=i*=9607200可选同步转速为1000，1500或3000的电机，现就两种电机方案进行比较，列表如下：表1方案电动机型号额定功率kw电机转速电动机质量传动装置传动比同步满载总1Y112M-641500144043453.043.742Y132M-641000960733034因为二级圆柱齿轮减速器传动比8-40， 所以选用电机型号为Y112M-4。二 、计算传动装置总传动比和分配各级传动比对于两级展开式圆柱齿轮减速器，取 ，（i1为高速级，i2为低速级）。取高速级传动比 则低速级传动比 传动比、均符合圆柱齿轮传动比常用范围三 、计算传动装置的运动和动力参数电动机轴为0轴，中间轴为I轴，低速轴为II轴，各轴转速为：按电动机额定功率计算各轴输入功率，即：表2项目电动机轴0高速轴I中间轴II低速轴III主轴IV转速1440144048012832功率kw43.92043.84243.68983.399转矩Nm26.52825.99976.448275.2941014.3891效率0.990.990.970.944、 齿轮设计(一) 减速器中高速级齿轮传动设计计算。两级圆柱齿轮传动。已知：输入功率5.5kw，小齿轮转速为960r/min，齿数比为3.22，选用斜齿圆柱齿轮传动。7级精度，小齿轮材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。选齿轮螺旋角=14。选小齿轮齿数选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取77；由设计计算公式（109a）进行试算，即1) 试选择载荷系数=1.6；2) 由教材10-30图，选取区域系数ZH =2.433；3) 由教材图10-26查得：4) 计算小齿轮传递转矩5) 由表107选取齿宽系数=16) 由表106查得材料的弹性影响系数7) 由图1021d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限8) 计算应力循环次数： 9) 由图1019查得接触疲劳寿命系数， 10) 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（1012）得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V 3) 计算齿宽b及模数； 4) 计算总想重合度： 5) 计算载荷系数K0 ：根据V=2.37m/s，7级精度，由教材图108查得动载荷系数=1.09；查表10-4得=1.42;由图10-13得直齿轮=1.4 故载荷系数 =6) 校正分度圆直径。由式（1010a）得 7) 计算模数m： 下式为弯曲强度的设计公式： 1) 计算载荷系数： ；2) 根据纵向重合度1.903，查图10-28得：螺旋角影响系数；3) 计算当量齿数： 4) 查取齿形系数，由表10-5得5) 查取校正系数，由表10-5得6) 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限。7) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数：，；8) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得 9) 计算大小齿轮的并加以比较=；大齿轮的数值大对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.5mm，但分度圆直径d1应取52.23mm，以满足解除疲劳极限的需要。则，小齿轮齿数：，取,则；这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1) 计算中心距 ： ，圆整取111mm。2) 修正螺旋角：，改变不多，不用修正等。3) 计算大小齿轮的分度圆直径： 4) 计算齿轮宽度 ，圆整后，取, 。（二）高速级齿轮传动设计计算 与高速级相同，低速级亦选直齿圆柱齿轮，7级精度，小齿轮材料为40Gr(调质)，硬度为270HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度相差30HBS。选齿轮压力角=20选小齿轮齿数选小齿轮齿数，大齿轮齿数由设计计算公式（109a）进行试算，即1) 试选择载荷系数=1.42) 计算小齿轮传递转矩3) 由表107选取齿宽系数=14) 由表106查得材料的弹性影响系数5) 由图1021d按齿面硬度查得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1013计算应力循环次数 7) 由图1019查得接触疲劳寿命系数， 8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.2由式（1012）得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V 3) 计算齿宽 4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高b/h=81.47/4.58=17.795) 计算载荷系数根据V=1.84m/s，7级精度，由图108查得动载荷系数=1.08直齿轮=1由表102查得使用系数=1.25；由表104用线性插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.429由b/h=17.79，=1.429查图1013得=1.41； 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（1010a）得 7) 计算模数m 由式（105）得弯曲强度的设计公式为 1) 由图1020c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1018查得弯曲疲劳寿命系数 3) 算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.5由式（1012）得 4) 计算载荷系数K=5) 查取齿形系数由表105可查得 6) 查取应力校正系数由表105可查得 7) 计算大小齿轮的并加以比较=大齿轮的数值大。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.66mm，并就近圆整为标准值m=2mm按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数 这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1) 计算分度圆直径 =2) 计算中心距 3) 计算齿轮宽度 取, ；表3 各齿轮数据 齿轮项目齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数341093382模数(mm)1.52.5压力角()20分度圆直径(mm)5316983205齿宽(mm)55609085五、轴的设计计算及校核（一）输出轴（轴III）的设计计算及校核由前面的表2知： 低速级大齿轮分度圆直径=2135mm=270mm先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取于是可得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.2，则联轴器的计算转矩 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500。半联轴器孔径d=40mm,故取=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。1) 拟定轴上零件的装配方案 图4 轴的结构与装配示意图2) 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=47mm;右端用轴端挡圈固定，按轴径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的孔长度=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取=82mm。b) 初步选择滚动轴承。因轴承几乎只受有径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据=47mm,由机械设计手册，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6210，其尺寸为，因箱体制造误差，在安装滚动轴承时，因距箱体内壁一段距离s，取s=13mm。故=50mm；而=B+s=（20+13）mm=33mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查的6210型轴承的定位轴肩直径为=58mm，即=58mm。c) 取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径=54mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为B4=90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮縠宽度，故取=86mm。齿轮的左端采取轴肩定位。轴肩高度h0.07d,故取h=8mm，则轴环处的直径=70mm。轴环宽度b1.4h，取。d) 轴承端盖总宽度35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器左端面间的距离l=15mm,故取。e) 考虑到齿轮2的宽度，齿轮2在齿轮4的右侧，取两者的距离c=16mm;同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离a=10mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离s，取s=13mm。已知滚动轴承宽度B=20mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 图5 轴各段尺寸3) 轴上零件的定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表61查的平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长L=70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键bhL=12mm8 mm70 mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，因此轴的直径尺寸公差为m6。4) 确定轴上圆角和道教的尺寸参考表15-2，取轴端倒角为1.645，各轴肩出的圆角半径见图4 根据轴的结构图（图4）做出轴的载荷分布图，如图6所示。由手册中查的6210型深沟球轴承支承点位置为轴承滚子中心连线。因此，作为简支梁的轴的支承跨度，。从扭矩图、弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表4 轴III载荷图6 轴III载荷分析图由受力分析，只校核危险截面C的强度即可。根据式15-5及表4中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =15.19Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。（二）中间轴（轴II）及输入轴（轴I）的设计计算及校核 由表2知，轴I： 轴II： 轴I上，作用在齿轮1上的力： 轴II上，作用在齿轮2上的力： 作用在齿轮3上的力：选取轴I、轴II的材料为45钢，调质处理。根据表153，取于是可得 轴I的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.2，则联轴器的计算转矩按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，同时根据电动机的轴径d=38mm，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500故选取轴I的最小直径=35mm。轴II的最小直径=40mm1) 拟定轴上零件的装配方案a）轴I结构及装配图b）轴II结构及装配图图6轴I、轴II结构及安装图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 根据轴I、轴II的结构及安装图（图6）及其受力情况，选取轴I的轴承为61908深沟球轴承，轴II的轴承为6210深沟球轴承。故轴I的直径： =35mm，=38mm，=54mm，=40mm， =46mm。 故轴II的直径：=40mm，=52mm，=54mm，=70mm。b) 轴II的长度设计计算由轴II结构及装配图（图6-b），取=20+13=33mm。齿轮3轮毂长度=95mm，故取=95mm。齿轮3与齿轮4啮合，故两齿轮中心线重合，齿轮3中心线到减速器箱体内壁距离L=55mm，=7mm。取轴肩。齿轮2轮毂长度，故取=60mm。齿轮2端面到减速箱内壁距离c=10mm，故=。 c) 轴I的长度设计计算 由联轴器的周孔长度L=，=57mm。由轴I的结构与装配图（图6-a），选取，=B+s=20+13=33mm。齿轮轮毂长度=70mm，故取=70mm.齿轮1与齿轮2啮合，即齿轮1的中心线与齿轮2的中心线重合。齿轮2的中心线到箱体内壁的距离l=42.5mm。故取=7.5mm。减速器内壁距离L=191mm，故。至此，已初步确定了轴I、轴II的各段直径和长度。 绘制其载荷分布图如下：图7 轴I载荷分布图求出轴I所受载荷，并列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表5 轴I载荷 按弯扭合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面A的强度即可。根据式15-5及表5中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =3.94Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。绘制其载荷分布图如下：图8 轴II载荷分布图求出轴II所受载荷，并列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表6 轴II载荷按弯扭合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面D的强度即可。根据式15-5及表6中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =11.16Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。六、键连接的选择及校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键。键的材料均选用钢。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2 =100120MPa，取中间值=110MPa。据式6-1，校核各处键连接。其中k=0.5h,h为建的高度。圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，b为键的宽度。1) 轴I，安装联轴器处：根据d=35mm, 及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=10mm8mm50mm 此键连接处承受扭矩为T=2) 轴II，安装齿轮2处：根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=16mm10mm50mm 此键连接处承受扭矩为T=3) 轴III，安装齿轮4处：根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=16mm10mm80mm 此键连接处承受扭矩为T=4) 轴III，安装联轴器处：根据d=40mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=12mm8mm70mm 此键连接处承受扭矩为T=由以上校核知，各键连接处均安全。 齿轮1、齿轮3与轴焊接。而安装齿轮2、齿轮4处轴径相同，均为d=54mm，查机械设计书表6-1，选用截面bh=16mm10mm的平键，并根据安装齿轮处轮毂宽度，对应于安装齿轮2、齿轮4处，键长分别选=50mm，=80mm。安装联轴器处，轴I上d=35mm选用bhL=10mm8mm 50mm平键；轴III上d=40mm，选用bhL=12mm8mm80mm平键。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以合适。 七箱体的设计1. 箱体材料为HT150，采用剖分式箱体，箱体结构最原始的构思：上下箱作成具有一定壁厚，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间距，与大圆柱齿顶圆有间距；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于。2. 为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体两侧壁厚而是采取在座孔周围箱壁外扩成具有一定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。3. 为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。4. 为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。5. 铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应有斜度，对长度为的铸件，拔模斜度为。八润滑和密封的选择1）减速器的润滑1. 该减速器采用油润滑，对于的齿轮传动可采用油润滑，将齿轮浸入油中。当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。2. 为避免浸油润滑的搅油功耗太大和保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，但不少于10mm.3. 一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm，为了有利于散热，每传递功率的需油量约为，所以此减速器的需油量为。4. 高速圆周速，可选用320工业闭式齿轮油。2) 减速器的密封1. 轴伸出处的密封为占圈式密封，轴承室内侧的密封为封油环密封，检查孔盖板，排油螺塞，油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。2. 减速器采用钙钠基润滑脂（）。九传动装置的附件及说明1. 轴承盖轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150），当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。2. 轴承套杯套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔可一次镗出，调整支承的轴向位置。3. 调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承游隙及支承的轴向位置。垫片组材料为冲压铜片或08F钢抛光。4. 油标采用杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。5. 排油孔螺塞 为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的倍选取。排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。6. 检查孔盖板为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在箱盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定