二级直齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计.doc

机械设计 课程设计姓 名： 王纪武 学 号： 20100460110 班 级： 10机械本1 指导教师： 侯顺强 完成日期： 2012.12.22 第一章 题目设计用于带式运输机的传动装置，图示如下，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限十年，小批量生产，两班制工作，运输带允许误差5%1.1 基本数据数据编号B11运输带工作拉力F/KN0.6运输带工作速度v/(m/s)1.5卷筒直径D/mm250滚筒效率0.96力F中已考虑。)1.2 设计工作量：1、减速器装配图1张(A0或sA1)；2、零件图13张；3、设计说明书一份。 1电动机，2弹性联轴器，3两级圆柱齿轮减速器，4高速级齿轮，5低速级齿轮 6刚性联轴器 7卷筒 第二章 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算2.1电动机的选择2.1.1确定电动机类型 按工作要求和条件,选用Y系列三相交流异步电动机。2.1.2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000=2000 1.4/10000.96 =0.9375kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、分别V带、8级齿轮闭式齿轮传动、滚动轴承、弹性联轴器。由2表2-2 P6查得1 = 0.95，2 = 0.97，3 = 0.98，4 = 0.99，则传动装置的总效率为总=122334 = 0.95 x 0.972 x 0.983 x 0.99=0.833 0.9375/0.833=1.125kw 由表16-1选取电动机的额定功率为1.5kw。2.1.3选择电动机转速工作机转速 nw=60x1000x1.5/3.14x250114.6497r/min总传动比 i= nm / nw，其中nm工作机的满载转速根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000。为了能合理的分配传动比，使装置结构紧凑决定选用同步转速为3000r/min，选定电动机型号为Y90S-2。2.2传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配2.2.1传动装置总传动比 i总= nm / nw=2840/114.649724.771式中nm-电动机满载转速，2840r/min; nw-工作机的转速，24.771r/min。2.2.2分配传动装置各级传动比现总传动比i=24.771。由表2-3，选V带的传动比i1=2，减速器传动比为if = i/ i1=24.771；考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比i2比低速级传动比i3的 比值取为1.3，即i2=1.3i3。 则i2 = 4.013；i3=if/i2 = 12.3885/4.073 =3.086 2.2 运动参数和动力参数计算 2.2.1各轴转速计算 n0= nm =2840 r/min n= nm / i1 =1420r/min n= n / i1 = 1420/4.013=353.85 r/minn= n / i3 =353.85/3.086=114.663 r/minnIV= nIII = nw =114.663r/min2.2.2各轴输入功率 P0= Pd=1.125kwP= Pd4 = 1.125x0.95=1.0688kw P= P23 =1.0688x0.97x0.98=1.016kwP= P23 =1.016x0.97x0.98=0.996kwPIV= P34 =0.996x0.98x0.99=0.937kw2.2.3各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x1.125/2840=3.783T = 9550P/n=9550x1.069/1420=7.189T = 9550P/n = 9550x1.016/353.85=27.420T = 9550P/n = 9550x0.966/114.663=80.456 TIV = 9550PIV/nIV= 9550x0。937/114.663=78.040表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比 0轴1.12528403.7832 轴1.06914207.1894.013 轴1.016353.85027.4203.086轴0.996114.66380.456IV轴0.937114.66378.0401 第三章 V带的设计计算3.1 确定计算功率PcakA=1.2Pca=KAPd=1.21.125=1.35kw3.2 选择V带的带型根据Pca、n电机由课本图10-12得：选用Z型3.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。3.3.1初选小带轮的基准直径：取小带轮的基准直径dd1=71mm。从动轮基准直径3.3.2验算带速v。验算带的速度：v=dd1n电机/（601000）=712840/（601000）=10.55m/s在5-25m/s范围内，带速合适。3.3.3 计算大齿轮的基准直径。根据课本式，计算大带轮的基准直径dd2dd2=i1dd1=271=142mm 选取dd2=1423.4 确定带长和中心矩 根据课本式，初定中心距a0=290mm由课本式（10-16）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2290+3.14213/2+（142-71）2/（4290）919选带的基准长度Ld=900按课本式计算实际中心距aa0+（Ld- Ld0）/2=910mm3.5 验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）57.30/a=1800-（142-71）57.30/910=176.501200（适用主动轮上的包角）3.6 确定带的根数z3.6.1 计算单根V带的额定功率pr。由dd1=90和n电机=2840r/min根据课本表10-11得P0=0.508kw根据n电机=2840r/min，i1=2和Z型带，查课本表（10-5）得P0=0.04kw根据课本表10-6得Ka=0.99根据课本表10-7得KL=1.03V带的额定功率Pr= （P0+P0）KaKL Pr=0.559kw3.6.2 计算V带的根数z。z=PCa/【（P0+P0）KaKL】=1.35/【（1.64+0.34）0.991.03】= 2.41圆整为3根3.7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表10-1得B型带的单位长度质量q=0.10kg/m，所以：(F0)min =500（2.5/ Ka -1）PCa /zv +qV2=500（2.5/0.99-1）1.35/（0.99310.55）+0.0610.552N=40N应使带的实际初拉力F0(F0)min。3.8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=2340sin（175/2）=238N综上可知带传动的设计参数如下：选用Z型V带传动比i1=2带数Z=3V带额定功率Pr=0.559KW带速：v=10.55/s基准直径：dd1=71mm，dd2=142mm第四章 传动零件的设计计算4.1渐开线直齿圆柱齿轮设计4.1.1高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1P208 表10-8传输机为一般工作机速度不高级72材料选择查1P180 表10-1小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS3选择齿数ZZ1=24 Z2=4.013x24=96.312个24975按齿面接触疲劳强度设计（1）试选Kt试选1.3Kt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T1T=9550XP1/n1T=9550x1.0688/1420=7.188103NmmT1=7.188103(3)齿宽系数d由1P201表10-7d=0.71.15d=1(4)材料的弹性影响系数ZE由1 P198表10-6锻钢MP1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限由1P207图 600550600550（6）应力循环次数N由1式N1=60n1jLh=60X1440X16X300X10=4.0896X109 =4.0896X109/3.2=1.0189X109N1=4.0896X109N2=1.0189X109（7）接触疲劳强度寿命系数KHN由1P203图10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95（8）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H1= =0.90X600/1=540 H2= =0.95X550/1=522.5 H1= 540 H2= 522.5（9）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算27.382mm27.382（10）计算圆周速度vV=3.14X27.382X1420/60X1000=2.035m/sV=2.035（11）计算齿宽Bb = dd1tB1=127.382mmB1=27.382（12）模数27.382/241.159h=2.25mnt =2.251.159=2.608b/h=27.3822.608=10.50度=1.159h =2.608b/h= 10.50（13）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v= 2.85级精度，由1P190图10-8查得动载荷系数1.10由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X10-3X37.823=1.423由1图P195查得KF=1.30假定，由1P193表10-3查得1.0故载荷系数K=KAKVKHKH=1X1.05X1.423X11.423=1.494K=1.494（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式10-10d1=d1t=28.391d1=28.391（15）计算模数28.391/24=1.19mmmn=1.196按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK1x1.12x1X1.3=1.456K1.456(2)齿形系数Fsa由1P200 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.332Fsa1=2.65 Fsa2=2.332（3）应力校正系数YSa由1 P200 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.692YSa1=1.58YSa2=1.692（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1P208 图500380500380（5）弯曲疲劳强度寿命系数由1P206 图0.850.880.850.88（6）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.35，由式10-12得F1= 0.85X500/1.4=303.57F2= 0.88X380/1.35=238.86F1=303.57F2=237.86（7）计算大小齿轮的并加以比较2.65x1.58/303.57=0.013622.166x1.804/247.704=0.016520.01362=0.01652大齿轮值大（8）齿根弯曲强度设计计算由1式5=0.84mm0.84结论：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 1.25mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 42.70应有的齿数。于是由=42.70/2 =23，取Z1=23,Z2 = Z1i齿1 =23x4.013=92.299取Z2 =933几何尺寸计算（1）计算中心距aA=(23+93)1.25/2=72.5mma=72.5（2）计算齿轮的分度圆直径dd=zmnd1=1.25x23=28.75d2=1.25x93=116.25mmd1=28.75d2=116.25（4）计算齿轮宽度Bb = dd1圆整后取：B1 = 28.75B2 = 33.75mm B1 = 28.75B2 = 33.754.2渐开线直齿圆柱齿轮设计项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-8传输机为一般工作机速度不高级72材料选择小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS）3选择齿数Z=24=3.086x2=74.064个=24=755按齿面接触强度设计（1）试选KtKt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩TT=9550P/nT=95500001.016/353.85=27.42 X103NmmT=27.42X103(3)齿宽系数d由1P203表10-7d=0.70.115d=1(4)材料的弹性影响系数ZE由1P198表10-6锻钢MPa1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限由1P207图10-21600550600550（6）应力循环次数N由1式10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.019x109N4 = N3/ i齿2 =1.28x109/3.752=0.33302x109N3=1.019X109N4=0.3302x109（7）接触疲劳强度寿命系数KHN由1P203图10-19KHN3 = 1.02KHN4 = 0.95KHN3 = 1.02 KHN4 = 0.95（8）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H3= =600X1.02/1612H4= 0.95x550/1522.5 H3=612H4=522.5（9）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算42.684mm42.684（10）计算圆周速度vv=3.14x42.684x353.85/60x1000=0.79m/sv=0.79（11）计算齿宽Bb = dd3t B=1X42.684=42.684mmB=42.684（12）模数mnt=42.684/24=1.7785h=2.25mnt =4b/h =42.684/4=10.67度mnt=1.7785h=4b/h =10.67（13）计算载荷系数K由课本1P193表10-2查得使用系数根据v= 0.998级精度，由1P206图10-8查得动载荷系数1.03由1表P196查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.61)0.23X103X64.579=1.42由1图10-13P195查得KF=1.34假定，由1P193表查得1.2故载荷系数K=KAKVKHKH=1X1.03X1X1.42=1.463K=1.463（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3由1式10-10D3=d3t=44.388D3=44.388（15）计算模数=44.388/24=1.849mm=1.8496按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=1X1.03X1X1.34=1.380K=1.380（2）齿形系数YFa由1P197表YFa3=2.65YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.23YFa3=2.65YFa4=2.23（3）应力校正系数YSa由1P197表10-5YSa3=1.58YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.76YSa3=1.58YSa4=1.76（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1P204图10-20500380500380（5）弯曲疲劳强度寿命系数由1P202图10-180.850.900.850.90（6）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.35，由式10-2得F3= =303.57F4= =0.90x380/1.4=244.29F3=303.57F3=244.29（7）计算大小齿轮的并加以比较=(2.651.58/303.57=0.01379=2.231.76/244.29=0.01425结论：大齿轮值大大齿轮值大（8）齿根弯曲强度设计计算由1式=1.231.23结论：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1.25mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 72.058mm来计算应有的齿数。于是由= 35.51取36，则Z4 = Z3i齿2 = 36x3.086=111.096 取Z4 = 1123几何尺寸计算（1）计算中心距aA=(245+140)1.25/2=92.5将中心距圆整为93mma=93（2）计算齿轮的分度圆直径dd3=36x1.25=92.5d4=112x1.25=140mmd3=92.5d4=140（4）计算齿轮宽度Bb = dd3圆整后取：B3 =50B4 = 45mm B3 =50B4 = 454.3直齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮1.25239372.53429低速级直齿圆柱齿轮1.253611292.55045第五章 联轴器的选择5.1 I轴的联轴器由于电机的输出轴轴径为28mm查1表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.31.320.964=27.253N.m又由于电机的输出轴轴径为28mm查2p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩n=63N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028之间，由于电机的轴径固定为28mm,而由估算可得1轴的轴径为20mm。故联轴器合用:5.2 III轴的联轴器查1表14-1转矩变化很小可取KA=1.31.3361.174=469.52 N.m查2p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩n=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为4048之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.第六章 轴的设计计算减速器轴的结构草图6.1 I轴的结构设计6.1.1 选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。6.1.2 确定轴的最小直径查1式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3，A0=(112 97)D13.546mm,考虑键：有一个键槽，D14.296（1+5）=15.01mm6.1.3 确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果大于轴的最小直径15.01且考虑与联轴器内孔标准直径配合20大带轮定位d2= d1+2（0.070.1）d1=20+2.84=22.824考虑密封圈查2表15-8 P143得d=2525考虑轴承d3 d2选用6206轴承从机械设计手册软件（R2.0）B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=6230考虑轴承定位查表2 9-7da3636考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟查表2 9-736（同一对轴承） 306.1.4 选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =3.467 ，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查3表3P26 小于8选88地脚螺栓直径及数目n查3表3P26df=0.036a+12a,考虑联轴器定位查,并考虑与密封垫配合查附表：158接触式密封d=4545考虑与轴承公称直径配合 ，轴承代号：6210B20 da5750d4=da5757考虑到齿轮定位, d5=d4+(510)=63查63= 57= 506.3.4 选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度” ，由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑, 名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a从机械手册软件版106.3.5 计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果与联轴器配合长度短23mm84-（23）82828+22+20+5+8+29-20-4.567.567.520204.5+10+2.5+45+10+2.5-1262.562.5轴肩1275-27373 20-2+4.5+10+2.5+23737L（总长）L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支点距离)L 354-82-67.5-20+2186.5mm186.56.4 校核轴的强度齿轮的受力分析：6.4.1 计算齿轮上的径向力和轴向力齿轮2上的圆周力小齿轮上的径向力小齿轮上的轴向力=71892/28.75=500.10N500.10=182N0齿轮3上的圆周力小齿轮上的径向力小齿轮上的轴向力=274202/45=1218.67N1218.67=443.4N06.4.2计算支反力(1)垂直面支反力，如图：由绕支点B的力矩和，得： 同理，又绕支点A的 力矩和，得： 方向也向下。 由轴上的合理,校核： 算无误。(2)水平面支反力（XY平面）如图：由绕支点B的力矩和，得：,方向向下。同理，又绕支点A的力矩 方向也向下。 由轴上的合理,校核：，计算无误。 A点总支反力 B点总支反力 （3）绘转矩、弯矩图 垂直面内的的弯矩图 C处弯矩： D处弯矩： （4）水直面内的的弯矩图 C处弯矩： D处弯矩： 1)合成弯矩图 C处： D处：2）转矩图 （5）当量弯矩图 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数。 C处： D处：6.4.3弯扭合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。 根据选定的轴的材料45钢，调制处理，由15-1表查得。因，故强度足够。下图为高速轴的简图： 第七章 轴承的选择和校核 7.1 轴承的选择和校核7.1.1 轴轴承的选择选择轴轴承的一对6207轴承，查机械手册软件版校核轴承，轴承使用寿命为15年，每年按300天计算。7.1.2 根据滚动轴承型号，查出和。Cr=25500NCor=15200N7.2 校核轴轴承是否满足工作要求7.2.1画轴的受力简图。7.3 求轴承径向支反力、7.3.1 垂直平面支反力、= =1657.674N=2051.427N7.3.2 水平面支反力、=80.574N=561.47N7.3.2合成支反力、=1659.631N=2126.876N7.3.3 计算轴承的当量载荷、由于Fa=0查1 表13-5 ：X11.41,Y10查1表13-6取载荷系数 1.1P1fPFr1=1.11659.631=1825.5941N查1 表13-5 ：X21 ,Y20P2fPFr21.12126.876=233.95636N7.4 校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，查1表13-6取载荷系数 1 ，查1表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：=73093.9h(1630010)h=72000h结论：所选的轴承满足寿命要求。第八章 键联接的选择和校核8.1 轴大齿轮键8.1.1 键的选择选用普通 圆头平键 A型,轴径d=40mm ,查1表6-1，得宽度b=12mm,高度h=8mm,8.1.2 键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度 45 ,根据键的长度系列选键长L=36mm 。(查1表6-1)键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许用挤压应力p=100120Mpa,取p=100Mpa.键的工作长度 =Lb=3612=24mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm由式16-1得p=51.67Mpa所以所选用的平键强度足够。 第九章 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择9.1 传动零件的润滑9.1.1 齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。9.1.2 滚动轴承的润滑因为I轴II轴齿轮圆周速度v2m/s,滚动轴承采用油润滑而III轴的齿轮圆周速度v2m/s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,但由于齿轮不能飞溅润滑,故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到润滑轴承目的。9.2减速器密封9.2.1.轴外伸端密封I轴：与之组合的轴的直径是25mm，查2表15-8P143，选d=25mm毡圈油封II轴：无需密封圈III轴：与之配合的轴的直径是45mm，查2表15-8P143，选d=45mm 选毡圈油封9.2.1 箱体结合面的密封软钢纸板第十章 减速器箱体设计及附件的选择和说明10.1 箱体主要设计尺寸名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚0.025*123+36.0758箱盖壁厚8=0.8x8=6.48箱座凸缘厚度1.5812箱盖凸缘厚度1.5812箱座底凸缘厚度2.5820地脚螺栓直径0.036a+12=0.036x123+12=16.428查3表3P2612地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径0.7520=1515箱盖与箱座联接螺栓直径0.5x20=1010联接螺栓d2的间距查3表3P26150200160轴承端盖螺钉直径查3表3P26(0.4-0.5)df0.4x20=88定位销直径（0.70.8）108、至外箱壁距离查3表4262216、至凸缘边缘距离查3表42414轴承旁凸台半径10凸台高度作图得到h=54轴承座宽度8+22+20+555大齿轮顶圆与内箱壁距离1.28=9.610齿轮端面与内箱壁距离101510箱盖、箱昨筋厚、0.8586.86.8轴承端盖外径62+58=10272+58=112100+58=130102112130轴承旁联接螺栓距离10211213010.2 附属零件设计10.2.1 窥视孔和窥视孔盖其结构见2表14-4 p133,其尺寸选择为：10.2.2通气塞和通气器通气器结构见2表14-9,p136 主要尺寸：M16x1.5,D=22,D