设计两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姓名： 系别： 机械工程学院 班级： 机自Y116 学号： 201100104067 指导老师： 机械设计基础课程设计题目题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。传送简图如下：技术参数已 知 条 件数 据 号12345678鼓轮直径（mm）300330350350380300360320传送带运行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75传送带从动轴所需扭矩（Nm）7006706509501050900660900机械设计课程设计任务书一、本任务书发给 机自Y116 班学生 二、请按计划书指定数据组号 4 的第 5 个数据进行设计(见附页)。三、本任务规定的设计计算包括下列各项：1、 传动装置总体设计计算；2、 各传动零件的设计计算；3、 一根轴设计计算；4、 一对轴承的设计计算；5、 各标准零件的选择；四、本任务书要求在答辩前完成1、 主要部件的总装配图一张（A1）；2、 典型零件图2张（A3）；3、 20页左右的设计设计说明一份； 五、答辩时间： 2013年 9月 28 日目 录一， 传动方案分析2二， 选择电动机2三， 计算传动装置的运动及动力参数4四， V带传动的设计计算5五， 斜齿轮圆柱齿轮传动设计7（一） 高速级8（二） 低速级13六， 轴的设计18（一） 中间轴18（二） 输出轴19（三） 主动轴21七， 轴的校核23八， 计算轴承寿命25九， 键的设计和计算26十， 箱体的设计27十一， 润滑、密封装置的选择及设计30十二， 设计小结30十三， 参考资料30设计计算及说明结果一，传动方案分析为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴鼓轮的转速nI ,即 一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动的传动方案。即采用两级圆柱齿轮减速箱的展开式。该方案一般采用斜齿轮，其总传动比较大，结构简单，制造成本也较低，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。二，选择电动机1，电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2，动机功率的选择(1)主动轴所具有的功率(2)电动机输出功率 由本书P4表1-5查取V带传动，滚动轴承，齿轮传动，弹性联轴器的效率分别为， ， ，则传动装置总效率为：设计计算及说明结果则，(3)电动机额定功率Ped由本书P173按表12-1确定电动机额定功率为。3，电动机的转速 为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由本书P5查得V带传动常用传动比范围iv=24,单级圆柱齿轮传动比范围iF=36,则电动机转速可选范围为： 可见同步转速为1500r/min 和3000r/min的电动机均符合。这里初步选分别为1500r/min和3000r/min的两种电动机进行比较，如下表： 方案电动机型 号额定功率( kW)电动机的转速(r/min)电动机的质量(kg)同步满载1Y132S1-25.530002900642Y132S-45.515001440684，计算传动装置总传动比和分配各级传动比(1)传动装置总传动比 ，(2)分配各级传动比取V带传动的传动比iv=3 ，则两级减速箱的传动比为： , , 设计计算及说明结果 由上述各式子可解得， 因为所得的iF和iS的值符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，故可选方案1；又因为方案2得出的iF和iS的值不符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，所以不选。三，计算传动装置的运动和动力参数1,各轴的转速设电动机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴的转速为：2,各轴的输入功率按电动机输出功率PI计算各轴输入功率，即3,各轴的转矩设计计算及说明结果将以上计算结果整理后列于下表，供以后计算使用：项目电动机轴0高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min）290096719645功率（kw）4.84.564.254.17转矩（Nm）15.845207.41780.9四，V带传动的设计计算1, 确定计算功率Pca Pca=KAP由表8-7（P156,机械设计第七版 高等教育出版社,该书以下简称课本）可知：KA=1.2由电动机选型可知:P=4.8 kw 2, 选择V带的带型根据传动的形式，选用普通V带；再根据Pca、n1，由课本P157图8-11知：确定选用A型V带。3, 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。(1)初选小带轮的基准直径dd1。由课本P155157表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。(2)验算带速v。 按课本P150式8-13验算带的速度 dd1=100mm设计计算及说明结果因为 ，所以所选的带速合适。(3) 确定大带轮的基准直径。 根据课本P150式8-15a，计算大带轮的基准直径dd2。 根据课本P157表8-8，圆整为(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld。1)根据课本P152式8-20，得故得， 初步定中心距为：2)由课本P158式8-22计算带所需的基准长度。 由课本P146表8-2选带的基准长度Ld=1600mm。3)按课本P158式8-23计算实际中心距a 。 根据课本P158式8-24可得中心距的可变化范围为： 所以中心距的变化范围为：513.5mm561.5mm。(5)验算小带轮上的包角1 设计计算及说明结果 (6)计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率Pr 由和，查P152表8-4a得 根据，和A型带，查P153表8-4b得，查课本P155表8-5可以得 ，查课本P146表8-2得，于是得， 2)计算V带的根数Z ，所以Z取3根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由课本P149表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m所以由课本P158式8-27得， 应使带的实际初拉力(8)计算压轴力Fp由课本P159式8-28可得压轴力的最小值为： 五，斜齿圆柱齿轮传动设计设计计算及说明结果（一）高速级1.选精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）减速器为一般工作机器，故选8级精度（GB 10095-88）3）材料选择：选择小齿轮材料为40Cr（调质处理） 选择大齿轮材料为45钢（调质处理）4）选取小齿轮齿数为大齿轮齿数5）初选螺旋角2按齿面接触强度设计 （1）确定公式内各计算数值 1）试选2）由P217图10-30选取区域系数3）由P215图10-26查得， 所以4）小齿轮传递的转矩 5）由P205表10-7取得齿宽系数6）由P201表10-6取得弹性系数7）查得小齿轮的接触疲劳强度强度极限大齿轮的接触疲劳强度强度极限设计计算及说明结果 8）计算应力循环次数 9）由P207图10-19取得接触疲劳寿命系数 10）计算接触疲劳需用应力许用接触应力：（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值2）计算圆周速度3）计算尺宽4）计算模数设计计算及说明结果 5）计算纵向重合度6）计算载荷系数已知使用系数 根据8级精度齿轮由图10-8查得动载系数由表10-4查得接触疲劳强度用的齿向载荷分布系数由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数由表10-3查得齿间载荷分配系数故7）按实际的载荷系数校核所得的分度圆直径8）计算模数3.按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数设计计算及说明结果 1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得齿形系数为 应力校正系数为 5）计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲安全系数6）计算大、小齿轮的并加以比较综上，大齿轮的数值较大设计计算及说明结果 (2)设计计算对比计算结果，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，已可满足弯曲强度，但是为了满足接触疲劳强的，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径。则 取整为29则4.几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为133mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角由于变化不大，故其余参数不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取设计计算及说明结果（二）低速级1.选精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）减速器为一般工作机器，故选8级精度（GB 10095-88）3）材料选择：选择小齿轮材料为40Cr（调质处理） 选择大齿轮材料为45钢（调质处理）4）选取小齿轮齿数为大齿轮齿数5）初选螺旋角2按齿面接触强度设计 （1）确定公式内各计算数值 1）试选2）由P217图10-30选取区域系数3）由P215图10-26查得， 所以4）小齿轮传递的转矩 5）由P205表10-7取得齿宽系数6）由P201表10-6取得弹性系数7）查得小齿轮的接触疲劳强度强度极限大齿轮的接触疲劳强度强度极限设计计算及说明结果 8）计算应力循环次数 9）由P207图10-19取得接触疲劳寿命系数 10）计算接触疲劳需用应力许用接触应力：（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值2）计算圆周速度3）计算尺宽4）计算模数设计计算及说明结果 5）计算纵向重合度6）计算载荷系数已知使用系数 根据8级精度齿轮由图10-8查得动载系数由表10-4查得接触疲劳强度用的齿向载荷分布系数由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数由表10-3查得齿间载荷分配系数故7）按实际的载荷系数校核所得的分度圆直径8）计算模数3.按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数设计计算及说明结果 1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得齿形系数为 应力校正系数为 5）计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲安全系数6）计算大、小齿轮的并加以比较综上，大齿轮的数值较大设计计算及说明结果 (2)设计计算对比计算结果，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，已可满足弯曲强度，但是为了满足接触疲劳强的，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径。则 取整为37则4.几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为144mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角由于变化不大，故其余参数不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取设计计算及说明结果 六，轴的设计（一）中间轴（中速轴）1.求得轴上的功率转速 转矩2.求作用在齿轮上的力（1）已知中速轴小齿轮分度圆直径为（2）已知中速轴大齿轮分度圆直径为3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案设计计算及说明结果 （2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）因为是直接在-段装配轴承，所以取 与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7007C型角接触球轴承，又因为轴承要与内壁线间隔8mm，齿轮与内壁线间隔12mm，所以可以得到 2）因为大齿轮齿宽为45mm，为了使挡油环可以压紧齿轮可取 3）两齿轮之间的距离应为12mm，所以4）又因为小齿轮齿宽为82mm。为了使挡油环压紧齿轮可取 5）因为-段轴承与-段相同，所以而综上，所以中速轴总长为内壁线宽为（二）输出轴（低速轴）1.求得轴上的功率转速 转矩设计计算及说明结果2.求作用在齿轮上的力已知低速轴大齿轮分度圆直径为3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴的直径所以选取联轴器的型号为GY7凸缘联轴器，又因为低速轴是从动轴，所以轴孔长度为84mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）因为取，所以取 ，挡圈直径取58mm，又因为轴孔长度，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，故取-段长度比略短一些，即。2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出轴肩，所以取，为了半联轴器设计计算及说明结果可以方便取下，故设计。3）因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故可选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，可取，选用7012C角接触球轴承。而轴承的宽度为18mm，所以取。而右端轴承同样采用轴肩定位，所以，。而。为了使挡油环可以压紧齿轮，取4）齿轮左端也要采用轴肩定位，而且算的所以轴环处直径，又因为，所以即。 5）之前算得内壁线宽度为，所以。综上，可得低速轴总长为（三）主动轴（高速轴）1.求得轴上的功率转速 转矩2.求作用在齿轮上的力（1）已知高速轴小齿轮分度圆直径为设计计算及说明结果 3.初步确定轴的最小尺寸选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取则取高速轴最小直径为20mm4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)之前已经算出最小直径为20mm，即带轮轮孔的直径为20mm，又因为使用3根V带，所以而带轮宽度，所以得到，。2）由于带轮需要轴肩来固定轴向位置，所以，而带轮要与轴承距离为100mm，所以。3）继续选用角接触球轴承，参照工作条件并根据，可选用7006C角接触球轴承，所以，。4）而左端轴承同样采用轴肩定位，且轴承型号相同，所以，。由于小齿轮的厚度为50mm，为了使设计计算及说明结果挡油环可以压紧齿轮，取。5）齿轮右端也要采用轴肩定位，而且算的所以轴环处直径，又因为，所以即。6）之前算得内壁线宽度为，所以,而轴环两边的直径相等，即综上，可得高速轴总长为七，轴的校核（因为时间有限，以下只对中速轴进行校核）（1）求作用在轴上的力1）已知中速轴小齿轮分度圆直径为2）已知中速轴大齿轮分度圆直径为设计计算及说明结果（2）计算两个支点在水平面（H）和垂直面（V）的力查P77表6-6得，所以两支点之间的距离。受力分析见下图。 由图得水平面支点受力：易求，垂直面支点受力：易求，根据所得的力画出弯矩图，由图分析可知小齿轮中心线处为危险截面。 求得的水平面和垂直面的合弯矩如下：设计计算及说明结果 再画出转矩图，两齿轮间的转矩为：因为转矩为脉动循环，所以符合要求，故安全。八，计算轴承寿命由设计手册P77表6-6查7007C轴承得轴承基本额定动负荷，基本额定静负荷（因为时间有限，以下只对中速轴上的轴承进行校核）轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：而轴间载荷为可以算出相对轴向载荷运用插值运算得计算式：求得 即设计计算及说明结果 由径向载荷和判断系数可求的派生轴向力又因为，所以， 靠近大齿轮的轴承，取载荷系数，由P321表13-5查得，。所以当量动载荷为 靠近小轮的轴承，取载荷系数，寿命系数由P321表13-5查得，。所以当量动载荷为综上，轴承基本额定寿命而减速器的使用寿命为，轴承的寿命明显大于减速器的寿命的三分之一，所以此型号轴承符合要求。九，键的设计和计算（因为时间有限，以下只对中速轴上的键进行校核）因为并不知道是否要使用齿轮轴，所以要先对此进行计算。设计计算及说明结果中速轴小齿轮分度圆直径为，若要选择平键就应根据选取，又因为，所以取。又因为齿根高，求得，此时齿根圆与键槽的距离。所以不需要用齿轮轴，由P106表6-2查得。键与键槽的接触高度，键的工作长度，所以可求符合要求。中速轴大齿轮齿轮分度圆直径为，若要选择平键就应根据选取，又因为，所以取。键与键槽的接触高度，键的工作长度，所以可求符合要求。十， 箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。1.机体有足够的刚度。在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同设计计算及说明结果时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。3.机体结构有良好的工艺性。铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。4.对附件设计（1）视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。（2）油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.（4）通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。（5）盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。（6