二级齿轮减速器设计.doc

2010厦门大学机电工程系机械设计 课题： 机械课程设计 二级圆柱齿轮减速器计算说明书姓 名： 系 别：机电系专 业：测控技术与仪器指导教师：2010年07月20日 目录一. 设计任务及要求3二. 电动机的选择3三传动比的分配 4四.计算传动装置的运动和动力参数5五.V带的设计6六.齿轮的设计9七.联轴器的选择18八.轴的设计19九.箱体尺寸设计28十.参考文献 30 计算过程结果1设计任务及要求1.1设计题目设计带式输送传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1.2原始数据 输送带工作拉力T=630N*m；运输带速度： V=0.9 m/s卷筒直径：D=380mm 1.3传动布局方案1.4工作条件运输机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载启动，使用期限8年，两班制，减速器小批量生产，运输带允许速度误差,烟尘环境.1.5设计工作量1， 装配图底图2， 零件工作图2张3， 设计计算说明书1份2电动机的选择2.1类型选择 按工作条件要求，选用三相笼形异步电动机，Y系列，封闭式，额定电压：380V2.2电动机容量计算2.2.1确定电动机的转速 由已知可得卷筒的转速为：；按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比知;普通V带传动，取V带传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，则合理的传动比范围是：所以电动机转速的可选范围是：；2.2.2卷筒功率的计算由原始数据知，卷筒的功率为：2.2.3系统的传动效率电动机至运输带的总的传动效率： 其中， 分别表为v带传动，轴承，齿轮传动（8级精度传动），联轴器传动和卷筒的传动效率。 其值分别取：，；，；则：；则电动机的功率为：；可见同步转速为,的电动机均符合要求。由于的电动机体积小，转速高，传动不平稳；而的电动机体积大、重量大、价格昂贵，因此初步选同步转速分别为和的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电动机质量kg传动装置的传动比同步满转总传动比V带二级减速器1Y112M-44150014404332.2310.72Y132M1-6410009607321.52.77.9由表中数据可知，两方案均可行。由于两级圆柱齿轮减速器的传动比要求在860范围内，相比之下，方案1比较适合，选定电动机型号为Y112M-4。3传动比的分配由选定的电动机满载转速和卷筒转速，可得传动装置的总传传动比为： ；总传动比为各级传动比的乘积，即有： ；初步确定各级传动比如下： 4计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。现将19，18，17，15分别命名为轴，轴., 则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。4.1.各轴转速：；4.2各轴输入功率： 4.3各轴输出功率： 4.4各轴输入转矩； ; ; ; 4.5各轴输出转 ；4.6各轴运动和动力参数结果如下表：轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.77725.0491440轴3.6263.55367.3365.98514.29轴3.4473.378259.86254.66126.967轴3.2773.211691.66677.8345.24轴3.1793.115671.05657.6345.245V带的设计：5.1已知条件和设计的内容设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工作条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率；小带轮的转速；大带轮的转速或传动比。设计内容包括选择带的型号，确定基准长度，跟数，中心距，带轮的材料基准直径以及结构尺寸，初拉力和压轴力，张紧装置等。5.2设计的步骤和方法5.2.1确定计算功率，计算功率是根据传递的功率和带的工作条件而确定的，查课本表8-7得：；式中：计算功率，；工作情况系数，见表7-31；所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率， 5.2.2选择V带的带型根据计算功率和小带轮转速，从课本P157图8-11选取A型V带。5.2.3确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径根据V带的带型，参考课本，初步选定小带轮的基准直径，其中。验算带速度 ；又 带速一般为，最高不超过 带速合理计算大带轮的基准直径 根据课本P157表8-8，则大带轮的直径为： 确定中心距，并选择V带的基准长度1） 根据课本P152式带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合上面的初定中心计算公式：2） 计算V带的基准长度。带的基准长度根据由课本表13-2选取。取基准长度，带长修正系数3）计算中心距及其变化的范围。传动的实际中心距近似为：；5）验算小带轮上的包角小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的总摩擦力相应的小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。由验证公式得： ；合适。6）确定带的跟数因，带速，传动比,查课本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得.查课本表8-2得=0.96.查课本表8-8,并由内插值法得=0.96由公式8-22得故选Z=4根带。计算预紧力查课本表8-4可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力利用公式8-24可得:6齿轮的设计6.1高速级大小齿轮的设计6.1.1采用渐开线标准直齿圆柱齿轮， ，1、高速级大小齿轮的设计 材料：高速级小齿轮选用40MB 调质， 齿面硬度为260HBS高速级大齿轮选用ZG35SiMn 调质，齿面硬度为225HBS 确定许用应力：查课本机械设计基础166 页图11-7 得：=690 =540查课本165页表11-4 ， =查课本168 页图11-10 得： 设齿轮按八级精度制造，初选载荷系数K=1.5，齿宽系数小齿轮上输出转矩 初定=150；齿数取,则模数 由标准取=2.5mm，则 =24 =96齿宽 取 ，查表取模数m=2.5mm,实际： 中心距 1、 验算轮齿弯曲强度齿形系数，（机械设计基础（第五版）图11-8）齿根修正系数，（图11-9） 故轮齿弯曲强度在安全范围内，符合强度要求2、 齿轮的圆周速度 对照机械设计基础（第五版）表11-2，选用8级精度制造是合宜的。6.1低速级大小齿轮的设计 材料：低速级小齿轮选用40MB 调质， 齿面硬度为260HBS低速级大齿轮选用ZG35SiMn 调质，齿面硬度为225HBS 确定许用应力：查课本机械设计基础166 页图11-7 得：=690 =540查课本165页表11-4 ， =查课本168 页图11-10 得： 设齿轮按八级精度制造，初选载荷系数K=1.5，齿宽系数小齿轮上输出转矩 初定；齿数取,则模数 由标准取=4mm，则 =27 =78齿宽 取 ，查表取模数m=4mm,实际： 中心距 3、 验算轮齿弯曲强度齿形系数，（机械设计基础（第五版）图11-8）齿根修正系数，（图11-9） 故轮齿弯曲强度在安全范围内，符合强度要求4、 齿轮的圆周速度 对照机械设计基础（第五版）表11-2，选用8级精度制造是合宜的。6.1.4 7联轴器的选择7.1类型选择为了隔离震动与冲击，故选用弹性柱销联轴器。7.2载荷计算由P351表14-1查得,且： ， T=95509550677.62查课本,选取所以转矩 7.3型号选择由机械设计、机械设计基础课程设计表17-4查得符合轴直径为50mm的联轴器选取型号为HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩，轴材料为钢时，许用转速为4000r/min，允许的轴孔直径在之间，故能满足工作机与减速器联接工作需要，从而确定联轴器型号为HL4联轴器 GB5014-858轴的设计8.1减速器轴的运动及受力8.2轴的设计8.2.1轴的已知运动参数由前面的计算知，轴的输入功率，和转矩，转速为：，8.2.2齿轮6的受力分析8.2.3确定轴的最小直径选取轴的材料为45#钢，调质处理，由课本P370表153得，于是：考虑到平键连接对轴的消弱作用，则轴的最小尺寸为：8.2.4轴的结构设计轴的装配方案确定各轴段的长度和直径为了与带轮配合，同时为了满足带轮的轴向定位要求，需在-段的右端制一轴肩，故取-段直径为，考虑到轴承透盖的安装及拆卸要求，取初步选择滚动轴承。因在该传动系中轴承同时受轴向力和径向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求，及，查设计手册选择0基本游隙标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸参数为：（正装）故由于轴承需要轴向定位，需要轴承1的右边和轴承2的左边制一轴肩，由因为齿轮6的齿根园半径则所以齿轮6应该做成齿轮轴。确定滚动轴承位置时，应该距离箱体内壁一段距离 ，齿轮端面距离内壁取，又由于齿轮7，8，的宽度和两齿轮的定位间距，则，从而可以知道个轴段的尺寸如上面草图。轴上零件的周向定位由上面计算知该轴为齿轮轴，则只有与带轮3的配合处需要用平键连接，又因为，,查课本P106表61，其平键尺寸为，带轮与轴的配合公差为,滚动轴承的周向定位，是由过度配合，来保证的，此处选用轴的公差为确定倒角尺寸查课本P365表152，轴左端倒角为右端为，各轴端的圆角半径见上面草图。求轴上的载荷确定各轴承的支承点位置，对于30206，查手册得画出轴的受力状况由前面的结构设计知，画简力图和弯矩图求H面的支反力对B点取矩得：带入数据解得：又由平衡关系得：从而解得：从而可以画出H面得剪力图和弯矩图，详见上面。求V面的支反力对B点取矩得：带入数据解得：又由平衡关系得：从而解得：从而可以画出V面得剪力图和弯矩图，详见上面。轴的扭矩图也请见上面。求合成弯矩和总支反力由上面的H，V面得弯矩图知，在B，C截面可能存在最大弯矩，其值分别为：可以知道B截面是最危险端面。总支反力： 按弯扭合成强度校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面，即截面B，由课本P373式155，以及轴单向运转知扭转切应力为脉动循环变应力，取则轴的计算应力为：由前面已经选定轴的材料为45#钢，调质处理，查P362表151得因，故安全。验算轴承寿命由前面选择的轴承为单列圆锥滚子轴承30206，其相关参数如下：则附加轴向力为： 则： 因为：所以右边轴承被压紧，左边被放松，即有：又因为：由课本P321表136查得：则两轴承的当量动载荷分别为： 因为,采用验算轴承的寿命即可：减速器设计工作时间：因，所以所选轴承合适。键的强度校核由前面知键的尺寸参数为(c型)，则键的工作长度，键与轮毂的接触高度。因为键，轴和轮毂的材料都为钢，由课本P106表62知许用挤压应力为，这里取。则可以得到：故键的强度足够。8.3轴的设计8.3.1材料选择 均选用45 号钢调质处理，取 = 35Mpa，C=1108.3.2高速轴设计各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： 又因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册第9页表1-16取。L1=1.75d1-3=60。因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6209轴承。L3=B+2=19+10+2=31。段主要是定位轴承，取。L4根据箱体内壁线确定后在确定。装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： 查手册51页表4-1得：得：e=5.96.25。段装配轴承所以 L7= L3=31。2 校核该轴和轴承：L1=67 L2=164 L3=97作用在齿轮上的圆周力为：径向力为作用在轴1带轮上的外力： 求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：由得NN求并绘制水平面弯矩图：求F在支点产生的反力：求并绘制F力产生的弯矩图：F在a处产生的弯矩图求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：因为，所以该轴是安全的。3轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取按最不利考虑，则有： 则 因此所该轴承符合要求。4弯矩及轴的受力分析图如下：5键的设计与校核: 根据，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于在范围内，故轴段上采用键：, 采用A型普通键:键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取=40得所选键为：键10 40 GB1096-79中间轴的设计：材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=100。根据课本第230页式14-2得：段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+=18+10+10+2=40。装配低速级小齿轮，且取，L2=88，因为要比齿轮孔长度少。段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L3=10。装配高速级大齿轮，取 L4=58。段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+3+=18+10+10+2=43。校核该轴和轴承：L1=63 L2=83 L3=75作用在2、3齿轮上的圆周力： N 径向力：求垂直面的支反力计算垂直弯矩：求水平面的支承力： 计算、绘制水平面弯矩图：求合成弯矩图，按最不利情况考虑：求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径： n-n截面: m-m截面: 由于，所以该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取则，因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析图如下：键的设计与校核：已知参考教材表10-11，由于所以取因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70根据挤压强度条件，键的校核为：所选键为：键14 70 GB1096-79（装配齿轮2）键14 40 GB1096-79（装配齿轮3）从动轴的设计：确定各轴段直径计算最小轴段直径。因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：考虑到该轴段上开有键槽，因此取查手册9页表1-16圆整成标准值，取为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用挡油环给轴承定位。选轴承6213:。设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。 轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表1-16取。设计轴环及宽度b使齿轮轴向定位，故取取,确定各轴段长度。有联轴器的尺寸决定(后面将会讲到).因为,所以轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短其它各轴段长度由结构决定。（4）校核该轴和轴承：L1=76mm L2=160mm L3=146mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：.m求水平面的支承力。计算、绘制水平面弯矩图。求F在支点产生的反力求F力产生的弯矩图。F在a处产生的弯矩：求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径。因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：考虑到键槽的影响，取因为，所以该轴是安全的。（5）轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取按最不利考虑，则有： 则,该轴承寿命为37.3年,所以轴上的轴承是适合要求的。（6）弯矩及轴的受力分析图如下：（7）键的设计与校核：因为d1=55装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得因为L1=107初选键长为70,校核、所选键为：键16 70 GB1096-79 段轴配合的齿轮材料为ZG35SiMn 调质查课本155页表10-10得 初选键长为70,校核所以所选键为:.所选键为：键20 70 GB1096-79故键的强度足够。十 高速轴大齿轮的设计因 采用腹板式结构代号结构尺寸和计算公式结果轮毂处直径72轮毂轴向长度60齿根圆处的厚度10腹板最大直径214板孔直径35.5轮轴厚度18十 低速轴大齿轮的设计因 采用腹板式结构代号结构尺寸和计算公式结果轮毂处直径112轮毂轴向长度85齿根圆处的厚度12腹板最大直径278板孔直径41.5轮轴厚度25.59.箱体尺寸设计根据书本26面表3得名称符号计算公式结果机座壁厚 = 0.025a + 3 88机盖壁厚 = 0.025a + 3 8