机械设计课程设计-二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器F=1600V=0.5D=350.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器机械设计制造机器自动化专业20100716班设计者指导教师2012年12月哈尔滨工程大学计算项目及内容主要结果题目设计带式运输机传动装置的耳机展开式斜齿与男主齿轮减速器 已知条件： 1 运输带牵引力F/N 1600 运输带速度V/（m/s） 0.5 滚筒直径D/(mm) 350 2 带式输送机用于锅炉房送煤。三班制工作；每班工作八小时， 常温下连续、单向运转，载荷平稳。输送带滚轮效率为0.97 3 使用期限为12年；检修间隔为3年。4 小批量生产（5台），无铸钢设备第一章 传动装置的总体设计整体布局：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳 和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。1、 电动机的选择工作机所需有效功率为PwFV800 W 从电动机到工作机书容带间的总效率为： 总=1224324取联轴器的效率为1=0.99；滚动轴承效率2=0.99;取8级精度的一般圆柱齿轮传动（油润滑）效率3=0.97；输送带滚轮效率w=0.97 =0.992*0.994*0.972*0.97=0.86电动机所需的工作效率为 =930.2 W工作机卷筒轴的转速为 =27.28（r/min）由推荐的传动比合理范围i=840， 则电动机转速的可选范围为nd=(840)*27.28=(2181091)r/min 由有关手册选定电动机型号为Y90L-6，其主要性能如下： 型号额定功率Pe/kW满载时额定转矩/(Nm)质 量/kg转速nd/（r/min）电流A（380V）效率/%功率 因 数Y90L-61.19103.273.52.02.2252、 分配传动比 33.36 =i1*i2 考虑到润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i1=1.4i2，故 i1=6.8 i2=4.93、 计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速输入轴=910（r/min） 中间轴=910/6.8=133.8（r/min）输出轴=133.8/4.9=37.3（r/min）卷筒轴=37.3（r/min）各轴的输入功率输入轴=0.93*0.99=0.92（kW）中间轴=0.92*0.99*0.97=0.88（kW）输出轴=0.88*0.99*0.97=0.84（kW）卷筒轴=0.84*0.99*0.99=0.82（kW）各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为 =9.55*=9.55*0.93/910=9759.9（Nmm）故：输入轴=9759.9*0.99=9662.3（Nmm）中间轴=9662.3*0.99*0.97*6.8=63095.2（Nmm） 输出轴=63095.2*0.99*0.97*4.9=269902.3（Nmm）卷筒轴=269902.3*099*099=264531.2（Nmm）将上面计算结果汇总于下表中，以备查用。轴名功率P/kW转矩T/（Nmm）转速n/（r/min）电机轴0.939759.9910输入轴0.929662.3910中间轴0.8863095.2133.8输出轴0.84269902.337.3卷筒轴0.82264531.237.3第2章 减速器内部传动零件的设计1、 圆柱齿轮传动设计1. 选择材料、热处理方式、精度等级及齿数齿轮材料与热处理的选择由于带式输送机用于锅炉房送煤，结构紧凑性和精度要求不高，载荷和速度较低，选择软齿面齿轮，8级精度。小齿轮材料选择40（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料选择45#钢（正火），硬度为240HBS；两者材料硬度差为40HBS。.为提高齿轮传动的平稳性和承载能力选用斜齿轮传动，初选螺旋角=齿轮齿数的选取选小齿轮的齿数为=22，大齿轮的齿数=*=6.8*22=149.6，取为=151. 2.按齿面接触疲劳强度计算 由设计计算公式进行计算 a. 确定公式中各系数 选载荷系数K=1.6(1.35*1.05*1.1*1.05) 小齿轮转矩=63095.2Nmm 齿宽系数=1.0 弹性影响系数=188.9 区域系数=2.5（标准齿轮传动=20） 小齿轮的接触疲劳强度极限=700MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限=510MPa 应力循环次数 =60nj=60*133.8*1*（12*365*8）=1.91 =2.81 接触疲劳寿命系数=0.98，=1.12（允许局部点蚀） 安全系数=1,许用接触应力 =686 MPa =571 MPab. 确定传动尺寸 24.57 mm 计算圆周速度V =1.17 m/s 使用系数=1.0；动载系数=1.08；齿间载荷分配系数 =1.4；齿向载荷分布系数=1.07； 故载荷系数K=1.62 按K值对修正，即 =24.57=24.7 mm 确定模数 m=24.7/22=1.08 mm，取m=2 mm 中心距 a=()=179.97 mm；圆整为a=180 mm； 修正螺旋角 =16153，与有关的参数 可不修正； 分度圆直径 =45.780 mm；=290.257 mm 齿宽b=45.78 mm； 取小轮齿宽=51 mm，大轮齿宽=46 mm。3. 校核齿根弯曲疲劳强度 由查得，齿形系数与应力校正系数 纵向重合度，查螺旋角系数 弯曲疲劳寿命系数0.89，; 弯曲疲劳极限600 MPa ，=400 MPa 取，许用弯曲应力 =427.2 Mpa，b. 验算齿根弯曲疲劳强度 =16.4 Mpa =15.6 Mpa 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 c. 验算 =9.18 N/mm 100 N/mm2. 低速级斜齿圆柱齿轮1. 选择材料、热处理方式。精度等级及齿数 齿轮材料与热处理、精度等级的选择，与高速级斜齿圆柱齿 轮选择相同。 齿轮齿数的选择：，取，初选螺旋角=18.2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算 a. 确定公式中各系数 选载荷系数K=1.6(1.35*1.05*1.1*1.05) 小齿轮转矩=63095.2Nmm 齿宽系数=1.0 弹性影响系数=188.9 区域系数=2.5（标准齿轮传动=20） 小齿轮的接触疲劳强度极限=700MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限=510MPa 应力循环次数 =60nj=60*133.8*1*（12*365*8）=2.813 =5.741 接触疲劳寿命系数=1.14，=1.20（允许局部点蚀） 安全系数=1,许用接触应力 =798 MPa =612 MPab. 确定传动尺寸 44.3 mm 计算圆周速度V =0.3 m/s 使用系数=1.0；动载系数=1.02；齿间载荷分配系数 =1.4；齿向载荷分布系数=1.07； 故载荷系数K=1.53 按K值对修正，即 =44.3=43.64 mm 确定模数 m=1.27 mm，取m=2 mm 中心距 a=()=205.04 mm；圆整为a=205mm； 修正螺旋角 =175811，与有关的参数 可不修正； 分度圆直径 =69.381 mm；=340.597 mm 齿宽b=69.4 mm； 取小轮齿宽=75 mm，大轮齿宽=70 mm。4. 校核齿根弯曲疲劳强度 由查得，齿形系数与应力校正系数 纵向重合度，查螺旋角系数 弯曲疲劳寿命系数0.93，; 弯曲疲劳极限600 MPa ，=400 MPa 取，许用弯曲应力 =446.4 Mpa，b. 验算齿根弯曲疲劳强度 =44.77 Mpa =43.45 Mpa 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 c. 验算 =25.98 N/mm 100 N/mm第三章 减速器装配草图的设计一、 装配草图会之前的准备工作 1. 确定各类传动零件的主要尺寸 中心距Pw= 800 W=0.86电动机为Y90L-633.36i1=6.8 i2=4.9=22=151=16.03=51 mm，=46 mm=17.97=75 mm=70 mm2. 按已选出的电机型号查出其安装尺寸 电机Y90L-6： 安装形式B3，安装在基础构件上，有脚底，有轴件， 电机轴轴外伸直径24mm，轴外伸长度50mm，中心高H=3. 按工作情况、转速高低、转矩大小及两轴对中情况选定联轴 器的类型 连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转 矩，采用弹性联轴器，有较小的转动惯量和良好的减震性 能。 连接减速器低速轴和工作机轴的联轴器，不保证安装同心 度，采用具有良好补偿位移偏差性能的刚性可移式联轴 器滑块联轴器。4. 初定各轴最小直径 轴均为45#钢，调质处理，材料系数为C=100 则 输入轴=10.04mm，轴上两个键槽，加大7%，应 为10.7428mm，圆整为20mm 中间轴=18.74mm，轴上两个键槽，加大7%，应 为20.0518mm，圆整为30mm 输出轴=28.24mm，轴上两个键槽，加大7%，应 为30.2168mm，圆整为32mm 选择联轴器 计算转矩=1.5 9.7599=14.64 Nm 确定选LT4联轴器 (Nm).轴孔直径 d=25,28,30,32,35，可满足电动机的轴径要求。 计算转矩=1.5 269.9023=404.85 Nm 确定选KL6联轴器 (Nm).轴孔直径 d=30,32,35,38，可满足卷筒轴的轴径要求。 选择轴承 轴承选择角接触球轴承 输入轴选择角接触球轴承7005AC， 中间轴选择角接触球轴承7006AC， 输出轴选择角接触球轴承7008AC。 5. 确定滚动轴承的类型 为保证可以承受较大的轴向力，采用角接触球轴承。6. 根据轴上零件的受力情况、固定和定位的要求，初步确定 轴的阶梯段 输入轴8段，中间轴5段，输出轴7段。7. 确定滚动轴承的润滑和密封方式 由于低速级大齿轮圆周速度 =0.67 m/s2 m/s， 油池中的润滑油飞溅不起来，采用润滑脂润滑轴承。轴承 内侧设计挡油环。确定用毛毡圈油封，密封效果较差单结 构简单。8. 确定轴承端盖的结构形式 采用凸缘式轴承端盖，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴 向间隙比较方便、密封性能好。铸铁铸造。9. 确定减速器箱体的结构方案和尺寸要求箱体主要尺寸名称结构尺寸箱座壁厚10箱盖壁厚10箱座凸缘厚度15箱盖凸缘厚度15箱底座凸缘厚度25箱座上肋厚10箱盖上肋厚10地脚螺钉直径20数目6通孔直径25沉头座直径48底座凸缘尺寸30,25连接螺栓轴承旁连接螺栓直径12箱座箱盖连接螺栓直径10连接螺栓直径12 10通孔直径13.5 11沉头座直径26 22凸缘尺寸20,16 18,14定位销直径8轴承盖螺钉直径10窥视孔盖螺钉直径8启盖螺钉12吊耳环直径20箱体外壁至轴承座端面的距离33大齿轮顶圆与箱体内壁的距离10齿轮端面与箱体内壁的距离10 10. 选择图样比例和视图布置 （1） 选择1：1比例尺。 （2） 选取主俯左三视图。2 轴的设计输入轴 1. 输入轴的设计 A.确定各段直径及长度 LT4联轴器KL6联轴器7005AC7006AC7008AC B.轴的结构如图 C.计算齿轮受力 Nmm ， D.计算支承反力 水平面反力，受力见图c 垂直面反力，受力见图e E.画轴弯矩图 水平面弯矩图见图d，垂直面弯矩图见图f，合弯矩图 见图g（） F.画轴转矩图，见图h 轴受转矩 G.许用应力 许用应力用插入法，查得 折合系数 H.画当量弯矩图 当量弯矩Nmm，见图h 当量弯矩在齿轮中间截面处 Nmm 当量弯矩在右轴承受力中心截面处 Nmm 当量弯矩图见图i I.校核轴径 齿根圆直径 轴径： 齿轮截面 =17.2mm 右端轴承段截面=11.7mm J.校核危险截面 初步分析齿轮中心截面为最危险截面。 对称循环疲劳极限： =286Mpa =195 Mpa 脉动循环疲劳极限： =486Mpa = 312 Mpa 等效系数： =0.18 =0.25 K.截面上的应力 弯矩： M=18237Nmm 弯曲应力幅： =4.88Mpa 弯曲平均应力： 扭转切应力： =6.77Mpa =3040Mpa 扭转切应力幅和平均切应力： =3.38Mpa 2.输入轴选用键的校核 联轴键：A型普通平键636GB/T1096-2003 b=6mm，h=6mm，L=36mm，t=3.5，=2.8 齿轮键：A型普通平键1030GB/T1096-2003 b=10mm，h=8mm，L=30mm，t=5.0，=3.3 联轴键：=10.7Mpa =100120Mpa 齿轮键：=7.5Mpa =100120Mpa 3.校核输入轴轴承和计算寿命 7005AC（，e=0.68） A.径向载荷 =324.4N，=128.1N B.单个轴承轴向载荷 =220.3N，=87.1N 比较与 =341.6 则：左轴承“放松”，右轴承“压紧”。 220.3N，341.6N普通平键636GB/T1096-20031030GB/T1096-2003 C.计算当量动载荷 0.68=e，=1，=0 2.67e，=0.41，=0.87 则： =1324.4+0220.3=324.4N=11.2kN =0.41128.1+0.87341.6=349.7N=11.2kN D.计算寿命（取） 规定工作寿命H=2436512=105120 h 取、中较大值代入寿命计算公式 =452060 h =30000 h H=105120 h中间轴 1. 中间轴的设计 A.确定各段直径及长度 B.轴的结构如图 C.计算齿轮受力 Nmm ， ， D.计算支承反力 水平面反力，受力见图c 垂直面反力，受力见图e E.画轴弯矩图 水平面弯矩图见图d，垂直面弯矩图见图f，合弯矩图 见图g（） F.画轴转矩图，见图h 轴受转矩 G.许用应力 许用应力用插入法，查得 折合系数 H.画当量弯矩图 当量弯矩Nmm，见图h 当量弯矩在2齿轮中间截面处 Nmm 当量弯矩在3齿轮中间截面处 Nmm 当量弯矩图见图i I.校核轴径 齿根圆直径 轴径： 2齿轮截面=26.21mm 3齿轮截面=29.16mm J.校核危险截面 初步分析3齿轮中心截面为最危险截面。 对称循环疲劳极限： =286Mpa =195 Mpa 脉动循环疲劳极限： =486Mpa = 312 Mpa 等效系数： =0.18 =0.25 K.截面上的应力 弯矩： M=64868Nmm 弯曲应力幅： =8.52Mpa 弯曲平均应力： 扭转切应力： =3.81Mpa =3040Mpa 扭转切应力幅和平均切应力： =1.91Mpa 2.中间轴选用键的校核 2齿轮键：A型普通平键1434GB/T1096-2003 b=14mm，h=9mm，L=34mm，t=5.0，=3.8 3齿轮键：A型普通平键1454GB/T1096-2003 b=14mm，h=9mm，L=54mm，t=5.0，=3.8 2齿轮键：=31.2Mpa =100120Mpa 3齿轮键：=15.6Mpa =100120Mpa 3.校核中间轴轴承和计算寿命 7006AC（，e=0.68） A.径向载荷 =936N，=1469N B.单个轴承轴向载荷 =636.5N，=998.9N ， 比较与 =1101.5N 则：左轴承“放松”，右轴承“压紧”。 636.5N，1101.5N C.计算当量动载荷 0.68=e，=1，=0 2.67e，=0.41，=0.87 则： =1936+0636.5=936N =14.5kN =0.411469+0.871101.5=1560.6N=14.5kN D.计算寿命（取） 取、中较大值代入寿命计算公式 =99913 h =30000 h H=105120 h输出轴 1. 输出轴的设计 A.确定各段直径及长度 B.轴的结构如图 C.计算齿轮受力 Nmm ， ， D.计算支承反力 水平面反力，受力见图c 垂直面反力，受力见图e E.画轴弯矩图 水平面弯矩图见图d，垂直面弯矩图见图f，合弯矩图 见图g（） F.画轴转矩图，见图h 轴受转矩 G.许用应力 许用应力用插入法，查得 折合系数 H.画当量弯矩图 当量弯矩Nmm，见图h 当量弯矩在齿轮中间截面处 Nmm 当量弯矩在左轴承受力中心截面处 Nmm 当量弯矩图见图i I.校核轴径 齿根圆直径 轴径： 齿轮截面 =36.9mm 左端轴承段截面=35.6mm J.校核危险截面 初步分析齿轮中心截面为最危险截面。 对称循环疲劳极限： =286Mpa =195 Mpa 脉动循环疲劳极限： =486Mpa = 312 Mpa 等效系数： =0.18 =0.25 K.截面上的应力 弯矩： M=180655Nmm 弯曲应力幅： =19.2Mpa 弯曲平均应力： 扭转切应力： =13.3Mpa =3040Mpa 扭转切应力幅和平均切应力： =3.38Mpa 2.输出轴选用键的校核 联轴键：A型普通平键1068GB/T1096-2003 b=10mm，h=9mm，L=68mm，t=5.0，=3.3 齿轮键：A型普通平键1454GB/T1096-2003 b=14mm，h=9mm，L=54mm，t=5.5，=3.8 联轴键：=72.7Mpa =100120Mpa 齿轮键：=62.5Mpa =100120Mpa 3.校核输出轴轴承和计算寿命 7008AC（，e=0.68） A.径向载荷 =881N，=1088N B.单个轴承轴向载荷 =599N，=740N 比较与 =1254N 则：左轴承“压紧”，右轴承“放松”。 740N， 1254N C.计算当量动载荷 1.42e，=0.41，=0.87 0.68=e，=1，=0 则：=0.41881+0.871254=1452N=190kN =11088+0740=1088N=19.0kN D.计算寿命（取） 取、中较大值代入寿命计算公式 =752182 h =30000 h H=105120 h3. 装配草图设计的第二阶段 1.齿轮结构 齿轮直径均小于400mm，铸造成型，不存在锻造斜度 齿轮直径均小于500mm，为减少质量和节约材料，采用 腹板式结构。 腹板式尺寸： 2.轴承端盖的结构设计 凸缘式端盖，材料HT150，L不大，不必在端部加工