机械设计课程设计-二级圆柱斜齿轮减速器F=4000V=0.56D=400.doc

机械设计课程设计任务说明书 设计题目：二级圆柱斜齿轮减速器全套图纸加扣3012250582机械专业141班设 计 者：学号：指导老师：2016年11月14日大连民族学院目 录1 前言11.1 传动方案的拟定12 电机选择22.1 电动机类型的选择22.2 选择电动机的容量22.3 确定电动机的转速22.4 传动装置总传动比和分配各级传动比32.5 传动装置的运动和动力参数计算43 带传动设计53.1 确定计算功率P53.2 选择V带带型63.3 确定带轮的基准直径d并验算带速63.4 确定V带的中心距a和基准长度L63.5 验算小带轮上的包角73.6 计算带的根数z73.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）73.8 计算压轴力F84 齿轮设计84.1 高速级齿轮设计85 大小齿轮各参数155.1 低速级齿轮设计165.2 齿轮校核246 轴的设计及联轴器和键的选择266.1 输入轴及轴和轴承校核266.2 中速轴的设计计算轴316.3 低速轴的设计计算337 键的寿命校核357.1 键的强度校核358 润滑和密封359 箱体设计及说明3610 设计小结3811 参考文献38计算项目及内容主要结果1.前言11 传动方案的拟定采用普通V带传动加二级斜齿轮传动，如图1。2. 电机选择21 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。22 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据题目所给数据F=4000N，V=0.56m/s。则有：P=2.24KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为：式中，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计课程指导书可知，则有：=0.960.970.990.96=0.79所以电动机所需的工作功率为：P=2.84KW23 确定电动机的转速按机械设计课程指导书推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I=840和带的传动比I=24，则系统的传动比范围应为：I=I齿I带=（840）（24）=16160工作机卷筒的转速为：n=所以电动机转速的可选范围为：n=In=（16160）26.75=（4284280）符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四种。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表1。表1 四种传动比方案型 号额定功率额定电流转速效率功率因数堵转转矩堵转电流最大转矩噪声振动速度重量额定转矩额定电流额定转矩1级2级kWAr/min%COS倍倍倍dB(A)mm/skgY100L-236.4288082.00.872.27.02.374791.834Y100L2-436.8143082.50.812.27.02.365701.835Y132S-637.296083.00.82.06.52.266711.866Y132M-837.771082.00.72.05.52.061661.876综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适。因此选定电动机型号为Y132S-6。24 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： I=2）分配到各级传动比：I=已知i0的合理范围为24。初步取V带的传动比=3则3）分配减速器传动比参考机械设计课程指导书分配齿轮传动比得高速级传动比，低速级传动比为：25 传动装置的运动和动力参数计算各轴转速：各轴输入功率：(式中： )各轴转矩：则TI=Tdi001=28.2530.96=81.4NmTII=TIi112=81.43.940.980.97=304.87NmTIII=TIIi223=304.873.040.980.97=881.02NmT工作机轴=TIII42=881.020.980.99=854.76NmT输出=T输入0.98（式中： ）表2 运动和动力参数表轴名效率PKw转矩TNm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴2.902.8428.8328.2596030.94I 轴2.732.6881.479.773203.940.95II 轴2.602.55304.87298.7781.23.040.95III 轴2.472.41881.02863.4026.71.000.97卷筒轴2.402.35854.77837.6726.73.带传动设计31 确定计算功率P据机械设计表8-8查得工作情况系数K=1.1。故有：P=KP32 选择V带带型据P和nm查机械设计图8-11选用A带。33 确定带轮的基准直径d并验算带速（1）初选小带轮的基准直径d由机械设计表8-7和8-9，取小带轮直径d=100mm。（2）验算带速v，有： =5.03m/s 因为5.03m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。（3）计算大带轮基准直径d 取=315mm34 确定V带的中心距a和基准长度L （1）根据机械设计式8-20初定中心距a=500mm（2）计算带所需的基准长度由机械设计表8-2选带的基准长度L=1640mm。（3）计算实际中心距中心局变动范围：35 验算小带轮上的包角36 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由和r/min查机械设计表8-4得P=0.95KW据 =960，i=2.5和A型带，查机械设计8-5得P=0.11KW查机械设计表8-6得K=0.93，K=0.99，于是：P=(P+P)KK=（0.95+0.11）0.930.99 =0.9759KW（2）计算V带根数z故取4根。37 计算单根V带的初拉力最小值（F）由机械设计表8-3得A型带的单位长质量q=0.105。所以=185.2N38 计算压轴力FF=2Fsin（/2）=24185.2sin（154.5/2）=1445N设计结论：选用A型普通V带4根，基准带长L0=1640，基准直径dd1=100mm，dd2=315mm，中心距a=458.4532.2mm，F0=185.2N。4.齿轮设计41 高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数（1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取20；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计表10-6， 故用8级精度；（3）材料的选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；（4）选小齿轮齿数为Z1=18，大齿轮齿数Z2可由Z2=Z1得Z2=70.92，取71；（5）初选螺旋角=14。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）按公式：1）确定公式中各数值试选KHt=1.3。由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1=N。由机械设计表10-5查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP由机械设计表10-20查取区域系数ZH=2.433由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度的重合度系数= = =arccos=arccos=32.309=arccos=arccos=24.302 =1.601=1.429由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数计算接触疲劳许用应力由机械设计图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=750MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=700MPa。由机械设计式（10-15）计算应力循环次数N1= 60n1jLh = 603201365158=8.41N2=N1/u=由机械设计图10-23取接触疲劳寿命系数 = 0.93 ， = 0.97取失效概率为，安全系数S=1，有= = MPa = 697.5MPa = = MPa= 679MPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力=679MPa(取较小者）。2) 试算小齿轮分度圆直径=40.25mm（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 计算圆周速度。v= m/s =0.67m/s计算齿宽bb=140.25mm =40.25mm2）计算实际载荷系数KH。由机械设计表10-2查得使用系数= 1.25。根据v = 0.67 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数 = 1.03。齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=28.14/40.25N=4045NKA Ft1/b=1.254045/40.25N/mm=125.62N/mm100N/mm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数=1.4由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.45。则载荷系数为= = 1.25*1.03*1.4*1.45 = 2.613）实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： = =mm=50.77mm及相应的齿轮模数 =2.743.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即mnt 1）确定计算参数试选载荷系数KFt=1.3。由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 由机械设计式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数=计算由当量齿数 查机械设计图10-17，得齿形系数YFa1=2.83，YFa2=2.23。由机械设计图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.54、Ysa2=1.77。由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 = 0.9 , = 0.95。由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 = 550MPa = 500MPa取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-14）得= = = 353.57 MPa= = =339.29 MPa=因为小齿轮的大于大齿轮，所以取=0.0123。2）计算齿轮模数mnt =1.64（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1=mntz1/cos=1.64*18/cos14mm=30.42mmv= m/s =0.51m/s齿宽bb=130.42 mm =30.42mm齿高h及宽高比b/hb/h=30.42/3.69=8.242）计算实际载荷系数KF。根据v = 0.61 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数 = 1.04。齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=28.14/30.42N=5352NKA Ft1/b=1.255352/30.42N/mm=219.92N/mm100N/mm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数=1.4。由机械设计表10-4用插值法查得=1.45,结合b/h=8.24，查图10-13，得=1.35。则载荷系数为K F= =1.25*1.04*1.4*1.35 =2.463）由机械设计式（10-13），可得实际的载荷系数算得的齿轮模数： mm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。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准就近取为了同事满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的份度圆直径d1=50.77mm来计算小齿轮的齿数，即=50.77cos/mn=50.77*cos14/2.25=21.89取=22则取87，与互为质数。4.几何尺寸计算（1）计算中心距a=126.379mm考虑模数从2.03增大到2.25，为此取中心距为125。（2）按调整后中心距修正螺旋角（3）计算分度圆直径（4）计算齿轮宽度b=取b1=52mm，b2=57mm。5. 大小齿轮各参数表3 高速级齿轮相关参数(单位mm)名称符号数值模数2.25压力角20螺旋角11.187齿顶高2.25齿根高2.8125全齿高5.0625分度圆直径50.46199.54齿顶圆直径54.96204.04齿根圆直径45.96195.04基圆直径47.42187.51中心距1255.1低速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数（1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取20；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计表10-6， 故用8级精度；（3）材料的选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=Z1得 Z2=72.96，取73；（5）初选螺旋角。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）按公式：1）确定公式中各数值试选KHt=1.3。由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1=N。由机械设计表10-5查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP由机械设计表10-20查取区域系数ZH=2.433由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度的重合度系数= =arccos=arccos=29.974=arccos=arccos=24.21=1.637=1.905由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数计算接触疲劳许用应力由机械设计图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=560MP。由机械设计计算应力循环次数由机械设计图10-23取接触疲劳寿命系数 = 0.95 ， = 0.98，取失效概率为，安全系数S=1，有= = MPa = 551MPa = = MPa= 548.8MPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力=548.8MPa(取较小者）。 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 计算圆周速度。 v= m/s =0.29m/s计算齿宽b b=168.82mm =68.82mm2）计算实际载荷系数KH。由机械设计表10-2查得使用系数KA= 1.25 根据v = 0.29 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数 KV= 1.02。齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=23.05/68.82N=8864NKA Ft1/b=1.258864/68.82N/mm=161N/mm100N/mm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数=1.4由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.450。则载荷系数为KH=1.25*1.02*1.4*1.450 = 2.593）实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： = =mm=86.60mm及相应的齿轮模数 =3.493.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即mnt 1）确定计算参数试选载荷系数KFt=1.3。由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 。 由机械设计式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数=计算由当量齿数 查机械设计图10-17，得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.22。由机械设计图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6、Ysa2=1.78。由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 = 0.95 , =0.97。由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 = 330 MPa = 310MPa。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-14）得= = = 224 MPa= = =214.79MPa=因为小齿轮的大于大齿轮，所以取。2）计算齿轮模数mnt =2.346（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1=mntz1/cos=2.34624/cos14mm=58.0mmv= m/s齿宽bb=158.0mm =58.0mm齿高h及宽高比b/hb/h=58.0/5.28=10.982）计算实际载荷系数KF。根据v = 0.25 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数 KV= 1.02。齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=23.05/58.0N=10517NKA Ft1/b=1.2510517/58.0N/mm=227N/mm100N/mm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数=1.4。由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.45,结合b/h=10.98，查图10-13，得=1.455则载荷系数为 K F= =1.25*1.02*1.4*1.455 =2.603）由机械设计式（10-13），可得实际的载荷系数算得的齿轮模数：mm取3.54.几何尺寸计算（1）计算中心距a=174.95mm取175（2）按调整后中心距修正螺旋角（3）计算分度圆直径（4）计算齿轮宽度 b=取b1=92mm，b2=87mm5. 大小齿轮各参数见表4。 表4 低速级齿轮相关参数(单位mm)名称符号数值模数3.5压力角20螺旋角14.7齿顶高3.5齿根高4.375全齿高7.875分度圆直径86.6263.40齿顶圆直径93.6270.40齿根圆直径77.85254.65基圆直径81.38247.52中心距1755.2齿轮校核 高速 齿面接触疲劳强度校核 KH=2.664，T1=，=1，d1=51.02mm，u=3.94，ZH=2.430，ZE=189.8，=0.990满足齿面接触疲劳强度条件=齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 低速 齿面接触疲劳强度校核 KH=2.639，T1=，=1，d1=86.60mm，u=3.04，ZH=2.430，ZE=189.8，=0.985满足齿面接触疲劳强度条件=齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.轴的设计及联轴器和键的选择 61 输入轴及轴和轴承校核初步确定轴的最小直径 先按初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15-3，取，于是得轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ：参照最小直径及工作要求取d1=23mm，l1=45 ：初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32305，其尺寸为的,故d2=d6=25mm,l2=80mm :两端滚动轴承采用轴肩定位，由手册查得32305型轴承安装尺寸为32mm，故d3=d5=32mm，l3=10-5+88+13.5+8-10=104mm:由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。则l4=57mm:d5=32mm，l5=13+8-10=11mm:d6=25mm，l6=25+10=35mm 轴上零件的周向定位 采用平键连接，按d1=23mm查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为28mm；同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为c=2，各轴肩处的圆角半径R1.6。(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于32305型圆锥滚子轴承，由手册查得=20mm，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L1=75.5mm,L2=148mm,L3=85.64mm ,L2+L3=233.64mm.d1=50.46mmFt=2T1/d1=281400/50.46=3226N Fr=Ft=3226=1197N Fa=Fttan=322xtan11.187o=638N根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图 FNH1=L2Ft/(L2+L3)=1483226/233.64=2043.52NFNH2=L3Ft/(L2+L3)=85.643226/233.64=1179.99NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=148*1197.99=758.24N FNv2=L3Fr/(L2+L3)=85.641197.99/233.64=438.76NMH=FNH1L3=2043.5285.64=175007N.mmMv1=FNv1L3=758.2485.64=64936N.mmMv2=FNv2L2=438.76148=64936.48N.mmM1=186666N.mmM2=186666.76N.mm由此可知 M1M2 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2043.52N FNH2=1179.99NFNV1=758.24N FNv2=438.76N弯矩MMH=175007N.mmMv1=64936N.mm Mv2=64936.48N.mm总弯矩M1=186666N.mm M2=186666.76N.mm扭矩TT1=81.4N.m (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为40Cr（调质）查表知=70MPa因此1.4h，故取l5=12mm:取安装大齿轮处的轴段直径，齿轮的右端与右轴承之间轴套定位.齿轮的宽度为87mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取:d7=55mm，l7=4+16+8+36=64mm7.键的寿命校核7.1 键的强度校核高速轴 则强度合格 中间轴 则强度合格 低速轴 （齿轮上键） （外伸端） 则强度合格 8.润滑及密封8.1润滑： 根据工作条件可查得齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。轴承润滑采用脂润滑。8.2密封： 防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失.高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。9. 箱体设计及说明9.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。9.2 油面指示装置设计油面指示装置采用圆形游标指示。9.3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。选 型通气帽。9.4 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。选型外六角螺塞。9.5 起吊环的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。9.6 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。9.7 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。9.8 铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸的确定 铸铁减速器箱体结构尺寸如下表4：表4 铸铁减速器箱体结构尺寸部位名称符号公式尺寸值箱座厚度10箱盖厚度8箱座凸缘厚度15箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度25地脚螺栓直径0.036a+12M20地脚螺栓数目a250，n=44轴承旁连接螺栓直径M16箱盖和座连接螺栓直径M10轴承端盖螺钉的直径M8视孔盖螺钉直径M8定位销直径M8至外箱壁距离查表5-3见表5-3至凸缘边缘距离查表5-3见表5-3外箱壁至轴承座端面距-大齿轮顶圆与内机壁距20mm齿轮端面与内机壁距离16mm箱盖、箱座肋厚m6mm轴承端盖凸缘厚度T见图6-27-轴承旁连接螺栓距离见图7-2-10.设计小结经过了将近一个月课程设计，让我学到了很多知识，使我从各个方面都受到了机械设计的训练，使我对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识，为以后的工作打下了坚实的基础。由于在设计方面我没有经验，理论知识学的不牢固，在设计一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在设计过程中，我通过查阅书籍，与同学交流经验和自学，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，课程设计运用到了很多知识，使我对以前学习的理论力学，材料力学，机械设计，机械原理等知识有了更深刻的理解。经历了课程设计，更好的掌握了运用绘图软件制图的方法，培养了我综合应用机械的理论知识去解决工程实际问题的能力，也很好的培养了同学间团队