机械设计课程设计说明书-两级圆柱齿轮减速器.doc

机械设计 课程设计说明书设计题目 ： 两级圆柱齿轮减速器 学 院 ： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化班 级： 机日082班 学 号： 设 计 人： 指导教师： 完成日期： 2011 年7月18 日 目 录一、设计任务书2二、传动方案的拟定及说明3三、电动机的选择3四、传动装置的运动和动力参数的计算5五、传动件的设计计算6六、轴的设计计算16七、滚动轴承的选择及计算22八、键联接的选择及校核计算25九、联轴器的选择28十、箱体、端盖及减速器附件的选择28十一、润滑与密封29十二、设计小结30十三、参考书目30 一 设计任务书题目：两级圆柱齿轮减速器设计一个铸工车间用碾砂机上的齿轮减速器,起传动简图如图1a）所示。单班工作，每班8小时，其载荷变化如图1b）所示，工作寿命为10年，（每年工作300天），立轴所需的扭矩为1000N/m，转速为30r/min。立轴的速度允许误差为5%。开式锥齿轮的传动比，小批生产。 图1.a 运动机构简图 图1.b 载荷变化图结题项目 、装配工作图张（A0图纸）2、减速箱装配草图一张（A1坐标纸）3、零件工作图13张（如传动零件、轴承、箱体等）4、设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明方案一：采用两级展开式传动，其一般采用斜齿轮，低速级也可采用直齿轮。总传动比较大，结构简单，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。方案二：采用两级同轴式传动，其减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。方案三：采用两级分流式传动，其一般为高速及分流，且常采用斜齿轮；低速级可用直齿或人字齿轮。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。常用于大功率、变载荷场所。根据题目设计要求，由载荷变化图可知，载荷变化不大，无需选择分流式。而同轴式的结构复杂，轴向尺寸大，中间轴较长，刚度差，中间轴承润滑轴困难，缺点颇多，故暂不考虑。最后，拟定两级展开式传动方案，其传动比范围 860由于转速较高，故考虑高速级采用斜齿轮传递，出于经济等方面考虑，低速级采用直齿轮传递，完全可以达到设计要求。另外，出于载荷变化，电动机输出端采用弹性联轴器，进行缓冲吸振，减速器输出端采用齿式联轴器。工作场合多粉尘，所以采用封闭式齿轮传动。三、电动机的选择1、电动机结构类型和结构型式这里没有特殊要求，故选常用之Y系列笼型三相异步交流电动机，采用卧式及封闭式。2、电动机容量1)由输出转矩T(Nm)和转速（r/min）工作机主动轴所需功率为=从电动机到工作机的传动效率为查表， 为弹性联轴器，取0.99为齿式联轴器，取0.99为闭式圆柱齿轮，取0.97为开式圆锥齿轮，取0.95为滚动轴承，取0.99最后，计算得=0.8423）电动机额定功率由选择电动机的功率为4千瓦3、电动机转速展开式二级圆柱齿轮减速器的传动比为电动机转速可选的范围为查阅参考文献表2-5Y系列三相异步电动机技术数据可知：在这一范围的同步转速有1500和3000，如下表: 方案电动机型 号额定功率电动机转速n/()总传动 比 同 步转 速满 载转 速1Y112M-243000289072.52Y112M-441440144036两种方案均可行，而方案2传动比较小，装置结构尺寸较小，综合考虑选择方案2，选定电动机型号为Y112M-4。既所选电动机型号：Y112M-4 转速：1440r/min 功率：4kw 质量：68kg四、传动装置的运动和动力参数的计算1、传动装置总传动比2、分配各级传动比两级减速器齿轮分得传动比为48/4=12两级减速器齿轮传动比选择原则课程设计指导书(1) 各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值，以利发挥其性能，并使结构紧凑。(2) 应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。(3) 应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。(4) 在齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现浸油润滑。(5) 应避免传动零件之间发生干涉碰撞。 按照高速级和低速级的大齿轮浸入油中深度大致相等原则，传动比分配可按经验公式经验数据进行。1） 对于展开式减速器，由于中心距，常使2） 这里，高速级与低速级齿轮材料和热处理条件选择基本相同，选取，则。 3、各轴转速轴0为电动机轴，轴为高速轴，轴为中速轴，轴为低速轴（1）各轴转速（2）各轴输入功率（3）各轴输入转距将计算结果汇总列表备用，如下：项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速r/min14401440360120功率kw 43.923.763.62转矩Nm26.5326.0099.74288.09传动比 1 4 3效率 0.98 0.960.96五、传动件的设计计算（一）高速级齿轮设计1.选精度等级材料及齿数1. 选精度等级材料及齿数查参考文献表10-1常用齿轮材料及其力学特性，选用斜齿圆柱齿轮传动；小齿轮材料选择40Cr，调质淬火处理，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质淬火处理，硬度为240HBS；小齿轮齿数， ，取整为80；减速器为通用型，选7级精度；初螺旋角按接触强度设计由参考文献设计计算公式（10-21）进行计算：齿数比 （1）确定参数1）试选取载荷系数2）由参考文献图10-30选取区域系数3）由参考文献图10-26查得端面重合度，则4）查参考文献表10-7 取齿宽系数5）查参考文献表10-6选弹性影响系数6）查图10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 7）由参考文献式10-13计算应力循环次数： 8）由参考文献图10-19选取接触疲劳系数为： 9）计算许用接触应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，则：（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度V3)计算齿宽b和模数 4）计算纵向重合度5)计算载荷系数K由参考文献表10-2，选取使用系数，由2.65，7级精度齿轮查图10-8得动载系数；由表10-4查得 ；由图10-13查得；由表10-3得故载荷系数6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得： 7）计算模数 3.按弯曲强度设计1） 确定计算参数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）查取齿形系数由表10-5查得；5）查取应力校正系数由表10-5查得；6）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限。弯曲疲劳寿命系数： ，。7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，可得：8) 计算大小齿轮并进行比较 大齿轮的数值大（2）计算 结果对比，由于按接触疲劳强度计算的模数比按弯曲疲劳强度计算的大，取齿轮的模数，已可满足弯曲强度。同时为了满足接触疲劳强度，需由接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有齿数，则：取 则4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 将中心距圆整为93mm（2）圆整后中心距修正螺旋角 因为值改变不多，故参数等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度 圆整后取将绘图所需数据整理如下：小齿分度圆直径 37.19mm大齿分度圆直径148.74mm小齿齿顶圆直径40.19mm大齿齿顶圆直径151.74mm小齿齿根圆直径 33.44mm 大齿齿根圆直径144.99mm (二) 低速级齿轮设计1.材料选择小齿轮材料选择40Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮齿数， 2.按接触强度设计 （1）确定参数1）选取载荷系数2）取齿宽系数3）材料弹性影响系数4）接触疲劳强度极限 5）应力循环次数由图10-19选取接触疲劳系数为：6）计算接触许用应力：（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径，代入较小的计算：2）计算圆周速度 3）计算齿宽b40计算齿宽与齿高之比： 4）计算载荷系数。根据，7级精度，由参考文献图10-8查得齿轮动载系数 直齿轮，由参考文献表10-3得由表10-2查得使用系数查表10-4，非对称布置小齿轮，由 查参考文献中图10-13得。故载荷系数5） 按实际载荷系数计算得到小齿轮分度圆直径： 6）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计弯曲强设计公式为（1）参数确定1）查图得 2）由图10-18取弯曲疲劳系数：， 3)取安全系数4)计算载荷系数K5)查齿形系数 ， 6）查取应力校正系数 , 7）计算大小齿轮并进行比较大齿轮的数值大（2）设计计算 由于按接触疲劳强度计算的模数比按弯曲疲劳强度计算的大，由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取由弯曲强度算得的模数2.81并就近圆整为标准值m=3.0,按接触强度算得的分度圆直径为则： 4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取 ，将绘图所需数据整理如下：小齿齿顶圆直径73mm大齿齿顶圆直径211mm小齿齿根圆直径 64mm大齿齿根圆直径 202mm各项数据总结如下表项目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速级齿轮137.19182.04540Gr左旋齿轮2148.74724045钢右旋低速级齿轮369233.07040Gr齿轮4207696545钢六 轴的设计计算1、初算轴的直径1）按纯扭 圆整后20mm （含有一个键） （含有一个键）2）含有键时，轴的半径增加，所以 圆整得30mm 圆整得 40mm2、轴的结构设计（一）高速轴的结构设计高速轴设计尺寸图（1）拟定轴上零件的装配方案，如上图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故段长度应略短一些，现取。1）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30205，,故。2）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。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取。3）轴承端盖的总宽度为20mm，取。4）已知高速级齿轮轮毂长b=50mm,做成齿轮轴， 则。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定圆锥滚子轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm。已知圆锥滚子轴承宽度T=16.5mm，低速级大齿轮轮毂长L=75mm，套筒长。 则 至此，已确定了轴的各段直径和长度。（二）中间轴的结构设计 中间轴设计尺寸图（1）拟定轴上零件的装配方案，如上图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）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，故选用单列向心推力球轴承32007。其尺寸为的,故。2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=5mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=5mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度T=19mm。则 至此，已确定了中间轴的各段直径和长度。（三）低速轴的结构设计低速轴设计尺寸图（1）拟定轴上零件的装配方案，如上图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取-段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选深沟球轴承。其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为75mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度0.1dh0.07d,故取h=5mm, 则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。至此，已确定低速轴的各段直径和长度。3、轴的强度校核1)高速轴校核已知参数：，1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 圆周力，径向力及轴向力的方向如图。首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由参考文献中查得a=12.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图4）。高速轴弯矩图从轴的结构图以及弯矩图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，的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩，扭矩T5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，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。中间轴和低速轴校核方法同上，同理可知中间轴和低速轴的强度都满足要求，这里不再一一陈述。七 滚动轴承的选择及计算(一)滚动轴承的选择轴1选轴承为圆锥滚子轴承30205 GB292-1994d=25mm ,T=15mm ,D=52mm轴2选轴承为圆锥滚子轴承32007，GB292-1994。d=35mm ,T=18mm, D=62mm轴3选轴承为深沟球轴承6009，GB292-1994。d=45mm , B=16mm， D=75mm (二)轴承的寿命校核1、高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=59200N。（1）求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， （2）求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献中表13-7，轴承派生轴向力，查机械设计手册知圆锥滚子轴承30205的Y=1.6，e=0.37, 。因此可算得: 因为，则轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”。所以（3）求轴承当量载荷查表13-5，比较得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。由式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查表13-6，取，则（4）校核轴承寿命已知球轴承。因为，所以按轴承2的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。 按照此方法，同理可以得出其他两滚动轴承寿命要求合格，这里不再一一进行验算。八 键联接的选择及校核计算1、键的选择此处，各键均选择圆头平键。具体如下：高速轴联轴器处键，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=40mm中间轴小齿轮处键，宽度b=12mm,高度h=8mm，键长L=70mm中间轴大齿轮处键，宽度b=12mm,高度h=8mm，键长L=40mm低速轴齿轮处键，宽度b=16mm,高度h=10mm，键长L=63mm低速轴联轴器处键，宽度b=12mm,高度h=8mm，键长L=63mm2、键的校核计算（一）高速轴上键的校核1）高速轴联轴器处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=40mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力=100120Mpa,取其中间值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=40mm-6mm=36mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.56mm=3mm.由式（6-1）可得 故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核 1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=70mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100120Mpa,取其中间值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=70mm-12mm=58mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由式（6-1）可得故挤压强度足够。 2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=40mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100120Mpa,取其中间值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=40-12mm=28mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 1）低速轴上联轴器处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm，键长L=63mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100120Mpa,取其中间值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=63mm-12mm=51mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。 2) 低速轴上齿轮处键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=16mm,高度h=10mm,键长L=60mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100120Mpa,取其中间值，=140Mpa。键的工作长度l=L-b=63-16mm=47mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由式（6-1）可得满足强度要求。九 联轴器的选择根据设计轴的直径，联轴器选择结果如下：高速轴处联轴器，选择ZL1型弹性柱销齿式联轴器，GB5015-85,参数，d=20mm,L=52mm低速轴处联轴器，选择ZL3型弹性柱销齿式联轴器，GB5015-85,J型参数，d=40mm,L=84mm十 箱体、箱盖及减速器附件的选择由参考文献机械设计课程设计指导书P17P24页，选择主要尺寸及数据如下：（低速级圆柱齿轮中心距a=138mm）箱体壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度加强肋厚，地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联