机械设计课程设计-分流式双级圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计 计算说明书 题 目：分流式双级圆柱齿轮减速器 院 (系)： 汽车与交通学院 专业班级： 车辆121 学 号： 设 计 人： 指导老师： 完成时间： 目录1.设计任务书31.1设计题目31.2设计内容32传动方案拟定43.电动机的选择43.1选择电动机类型43.2选择电动机的容量43.3 选择电动机的转速44.总传动比确定及各级传动比分配54.1 计算总传动比54.2 分配各级传动比54.3各轴转速计算54.4各轴输入功率计算54.5各轴输入转矩计算5T=9550*2.882/960=28.67056.齿轮传动设计66.1高速级圆柱齿轮传动设计66.2低速级圆柱直齿轮传动设计13总六.轴的设计计算211.轴的选材：217.轴的结构设计22（一）轴的设计224 轴3的校核；267.键联接强度校核；284）轴3上滚动轴承的校核318.机座箱体结构尺寸及其附件329.减速器的润滑及密封形式选择3410.心得体会351.设计任务书1.1设计题目 设计一用于带式运输机上的分流式两级圆柱齿轮减速器，动力由电动机经减速器传至输送带。每天两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境最高温度350C，工作期限八年。（允许输送带速度误差为5%）原始数据滚筒直径mm输送带速度m/s输送带拉力KN3501.2519701.2设计内容1.手绘减速器装配图1张（A1或以上，比例1：2或1：1）；2.零件（轴、齿轮、带轮任选其中两种）工作图2张（A4或以上、可电脑绘图，但不可同种零件绘制两份）；3.设计说明书1份。2传动方案拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传入减速器3，再经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布均匀。高速级采用斜齿圆柱齿轮，低速级采用直齿圆柱齿轮。3.电动机的选择3.1选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机。3.2选择电动机的容量1） 滚筒所需功率: 2） 滚筒的转速3） 电动机至滚筒之间传动装置的总功率为：其中:联轴器的效率；：闭式齿轮传动效率；：四对滚动轴承的效率；4） 确定电动机的额定功率 电动机的所需功率为， 确定电动机的额定功率，查表8-53选定电动机的额定功率=3kw,型号Y132S-63.3 选择电动机的转速 =960r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅表4-2推荐传动比为=7.150 则总传动比可取7.1至50之间 则电动机转速的可选范围为=7.1=7.131.04=186.3r/min =50=5031.04=2173.5r/min4.总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比满载转速nm=960 r / min；总传动比i=nm /=970/6802.9=14.0744.2 分配各级传动比减速器总传动比为 =，* =i=14.074，则=3.752 4.3各轴转速计算 255.8643.752 r/min=68.194 r/min4.4各轴输入功率计算 4.5各轴输入转矩计算 T=9550*2.882/960=28.670 9550/=28.455Nm 9550/=102.524Nm 9550/=369.399Nm 各轴运动与动力参数项目高速轴中间轴低速轴转速r/min960255.86468.194功率kW2.8602.7472.638转矩28.455102.524369.3996.齿轮传动设计6.1高速级圆柱齿轮传动设计1.选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图1所示的传动方案，选取斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为,螺旋角为14。（2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用8级精度。（3）材料选择。由表10-1，选取小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为255HBS，大齿轮采用45钢（调质），齿面硬度为220HBS.(4)选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取, 2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由下列式子试算小齿轮分度圆直径，即 1) 确定公式中的各参数值1. 试选。2. 计算小齿轮传递的转矩3. 由表10-7齿宽系数。4. 由图10-20查的区域系数。5. 由表10-5查得材料的弹性影响系数。6. 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。 7. 计算接触疲劳需用应力。由图10-25查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为。计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数。取失效概率为1%、安全系数S=1，得 取两者中较小的作为该齿轮副的解除疲劳需用应力，即 2） 试算小齿轮分度圆直径 （2） 调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数前的数据准备。1. 圆周速度v。 2. 齿宽b。 2） 计算实际载荷系数。1. 由表10-2查的使用系数。2. 根据v=0.53m/s、7级精度，由图10-8查的动载荷系数。3. 齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数.44. 由表10-4用插值法查的6级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，齿向载荷分布系数,由此得到实际载荷系数 3) 按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 3. 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 计算模数，即 1） 确定公式中的个参数值1. 试选2. 计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 3. 计算由图10-17查的齿形系数。由图10-18查的应力修正系数。由图10-24查的查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数。取弯曲安全系数S=1.25，得 =0.016748 =0.016302因为小齿轮的大于大齿轮，所以取 =0.0167482） 试算模数 （2） 调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备1.圆周速度v2.齿宽b3. 宽高比b/h2）计算实际载荷系数1. 根据v=1.019m/s、8级精度，由图10-8查的动载荷系数。2齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数.44.由表10-4和图10-13用插值法查的6级精度、小齿轮想对支撑对称布置时和b/h=287，查的,由此得到实际载荷系数 4) 按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比数据，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，所以取弯曲疲劳强度算得的模数1.1193mm就近圆整后m=1.5mm,分度圆直径，算的小齿轮数，取，则大齿轮，取，两齿数互为质数。4. 几何尺寸计算(1)计算中心距，a取90mm (2)计算分度圆直径和中心距修正螺旋角 初选螺旋角为15 （3） 计算齿轮宽度 考虑到安装误差，小齿轮齿宽为，大齿轮齿宽。5. 圆整中心距后的强度校核(1)齿面接触疲劳强度校核按前面类似的做法，计算个参数,带入下式，得 齿面接触疲劳强度符合要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（3） 齿根弯曲疲劳强度校核按前面类似的做法，计算个参数，个参数数据：，得到齿根弯曲疲劳强度满足要求。6. 结构设计（1） 分度圆直径：（2） 中心距:a=90mm（3） 齿宽：（4） 齿顶圆直径：（5） 齿顶高：（6） 齿根高：（7） 齿根圆直径：小齿轮由于直径较小，所以采用齿轮轴设计，大齿轮采用腹板式结构设计。6.2低速级圆柱直齿轮传动设计1.选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图10-26所示的传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。（2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用8级精度。（3）材料选择。由表10-1，选取小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为255HBS，大齿轮采用45钢（调质），齿面硬度为220HBS.(4)选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由下列式子试算小齿轮分度圆直径，即 2) 确定公式中的各参数值3. 试选。4. 计算小齿轮传递的转矩 7. 由表10-7齿宽系数.2。8. 由图10-20查的区域系数。9. 由表10-5查得材料的弹性影响系数。10. 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。8. 计算接触疲劳需用应力。由图10-25查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为。计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数。取失效概率为1%、安全系数S=1，得 取两者中较小的作为该齿轮副的解除疲劳需用应力，即 3） 试算小齿轮分度圆直径 （3） 调整小齿轮分度圆直径2） 计算实际载荷系数前的数据准备。2. 圆周速度v。 3. 齿宽b。 3） 计算实际载荷系数。4. 由表10-2查的使用系数。5. 根据v=0.75m/s、8级精度，由图10-8查的动载荷系数kv1.01。6. 齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数5. 由表10-4用插值法查的6级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，齿向载荷分布系数,由此得到实际载荷系数 5) 按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 4. 按齿根弯曲疲劳强度设计（2） 计算模数，即 2） 确定公式中的个参数值2. 试选3. 计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 3.计算由图10-17查的齿形系数。由图10-18查的应力修正系数。由图10-24查的查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数。取弯曲安全系数S=1.25，得 =0.0164 =0.01575因为小齿轮的大于大齿轮，所以取 =0.01643） 试算模数（3） 调整齿轮模数2） 计算实际载荷系数前的数据准备1.圆周速度v 2.齿宽b 4. 宽高比b/h 2）计算实际载荷系数1. 根据v=0.524/s、8级精度，由图10-8查的动载荷系数。2齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数4.由表10-4和图10-13用插值法查的8级精度、小齿轮想对支撑对称布置时和b/h=12.8，查的,由此得到实际载荷系数 6) 按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比数据，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，所以取弯曲疲劳强度算得的模数1.732就近圆整后m=2mm,按接触疲劳强度算的分度圆直径，算的小齿轮数，取，则大齿轮，取，两齿数互为质数。5. 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 （2） 计算中心距，a取155mm（4） 计算齿轮宽度 考虑到安装误差，小齿轮齿宽为，大齿轮齿宽。6. 强度校核中心距为a=157mm(1)齿面接触疲劳强度校核按前面类似的做法，计算各参数,带入下式，得齿面接触疲劳强度符合要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（4） 齿根弯曲疲劳强度校核按前面类似的做法，计算个参数，个参数数据：，得到齿根弯曲疲劳强度满足要求。6.结构设计（5） 分度圆直径：（6） 中心距:a=157mm（7） 齿宽：（8） 齿顶圆直径：（8） 齿全高：（9） 齿厚：（10） 齿顶高：（11） 齿根高：（12） 齿根圆直径：小齿轮由于直径较小，所以采用齿轮轴设计，大齿轮采用腹板式结构设计。总六.轴的设计计算传动比；I总=960/68.209=14.074各传动比; 高速级 i1=3.752 低速级i2=3.752真实传动比I1*I2=3.792*3.7575=14.2487得误差=（I总- I）/ I总=0.012 小于百分之五，故传动比分配合适。所以算得个轴数据如下高速轴; n1=960r/min P1=2.86kw T1=28.455N*m中间轴; n2=n1/i2=255.864r/minP中=2.747kwT2=102.524N*m低速轴; n3=n2/i3=68.194r/minP低=2.638kwT3=369.399N*m1. 轴的选材：选材料为45钢 ，调质。考虑到材料供应和生产管理上的方便，尽量缩减材料的品种，故高速轴，中间轴，低速轴均采用45钢调质处理硬度为,强度极限640Mpa,屈服极限355Mpa因为、轴均既传递转矩又传递弯矩，由于轴上均开有槽，故直径应增大5 % 。1.根据转矩估算各轴直径 由于轴都是单向转动,取T=45，算得d1=16.027mm, d2=23.626mm, d3=37.671mm由于低速轴转矩很大,由表14-1取工作系数Ka=1.5,故Tca=Ka*T3=480.219N*m根据最小直径及转矩选定联轴器查课程设计书表17-4选取LX3型， 联轴器数据；主动端，d1=38mm，L=60mm，平头建， 7.轴的结构设计（一）轴的设计 1.低速轴设计；低速轴设计简图如下，根据低速级中心距取得轴承间连接螺栓取得M14，得轴承座宽度最小为C1+C2+5-10，取L2=48mm根据三个齿轮的宽度级个齿轮间距及齿轮与内壁间距要求，取内壁线间距为L3=204mm，查联轴器要求得轴长为356mm，又联轴器与减速器有间距要求，故去L1=115mm，由于低速轴最小轴直径为37.671mm，查联轴器取轴直径为38mm，键为10x8x70，轴承处轴直径为50mm，查轴承标准去7010AC轴承，查的a=19.4mm，考虑到高速级大齿轮不发生干涉，取齿轮处直径为62mm，根据键的强度要求取得低速级齿轮键位10x8x70.根据以上数据求得个受力点，根据各受力点做受力分析如下。 中间轴设计；考虑到L5处要安装轴承等，在根据各尺寸取L5=39mm，考虑到L2处要齿轮点位，级齿轮的宽度，取L2=36mm，轴上两轴肩长度取10mm，考虑到制造工艺等，将中间轴做成对称轴，考虑到中间轴最小轴直径为23.626mm，轴直径为25mm，取L2处轴直径为29mm，轴肩处直径为33mm，.轴承选为7005AC，其中，B=12,D=47,d=25，设计如下图高速轴设计；由于Tca=Ka*T1=36.991，联轴器选LM4,主动端直径60，从动端52，L=50,键为6x6x45由于L1处要装轴承等，取L2=L5=13mm，轴承7006AC:B=13,D=55,d=30.联轴器轴段L1=50 .过渡段50，定位轴肩轴段25。设计如图 4 轴3的校核； 圆周力 =2000369399/248=2980径向力 =tan=2980tan20=1084见附表载荷水平面H垂直面V支反力F=1490N=542N弯矩=184015=66937总弯矩M=195811扭矩TT=369399由受力分析知齿轮处轴段为危险截面，齿轮左边处也为危险截面，查表15-1得轴的许用应力为60MP，查课本p369页式15-5公式；带入危险截面直径d=62mm算得ca=12.409MP，即最终算得=12.409，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全 7.键联接强度校核；1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键C8732，=84.17，d=29 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=32mm-8mm=24mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由式可得 =284.174/20.352429MPa=42.087MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C8732,2齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键201262，=369.399 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-0.5b=50mm，d=38,键与轮毂键槽的接触高度k=6mm。由式可得 =39.220MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键2012623联轴器与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键108*50，=369.399 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。D=62键的工作长度=L-0.5b=45mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =108.011MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键108*504联轴器与轴I的键连接 1) 由轴IV的设计知初步选用键6*6*45，=28.455 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。D=22键的工作长度=45mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3mm。由式可得 =19.16MPa1.213齿轮端面与内机壁距离11机盖，机座肋厚8.5轴承端盖外径+8(嵌入式)85（1轴）77（2轴）120（3轴）3.减速器的附件 1）检查孔与检查孔盖 为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向