机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器F=4000,V=1.25,D=450.doc

机械设计课程设计计算说明书 设计题目_ _系_专业 _ 班 设 计 者 _ 指导教师_ 2013 年 1 - 30 -机械设计课程设计计算说明书目 录设计任务书(3)传动装置的总体设计 (4)传动方案的拟定及说明电动机的选择传动比的计算及分配传动装置运动及动力参数的计算传动件的设计计算(6)减速器内传动的设计计算齿轮上的作用力计算(13)轴的设计计算(14)中间轴的设计计算高速轴的设计计算低速轴的设计计算减速器箱体的结构尺寸(28)润滑油的选择与计算(28)减速器附件的设计与选择(29)设计小结(29) 机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器全套图纸加扣3012250582 总体布置简图 1电动机 2联轴器 3二级展开式圆柱齿轮减速器 4联轴器 5传送带工作情况 一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑） 设计原始数据运输工作拉力F（N）4000运输带工作速度V（m/s）1.25卷筒直径D（mm）450工作条件一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）使用期限十年、大修期三年生产批量10台生产条件中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮动力来源电力、三箱交流、电压200/300伏运输带速度允许误差5%设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份设计进度第一阶段：传动装置的总体设计 第二阶段：传动件的设计计算 第三阶段：减速器装配草图的设计第四阶段：轴的设计计算第五阶段：装配草图第六阶段：减速器箱体的结构尺寸润滑油的选择与计算减速器附件的设计与选择第七阶段：绘制装配图和零件图一 传动装置的总体设计1传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：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。2电动机的选择计 算 及 说 明结 果1.、电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平衡、连续单向运转、室内工作、有灰尘，所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。2、电动机的选择1） 工作机所需功率Pw 2） 电动机的输出功率 查表13-7得，8级精度齿轮传动效率=0.97；深沟球轴承效率=0.99；联轴器效率=0.99；卷筒效率=0.96. 所以 总效率= 所以 查表11-1，选电动机的额定功率为3、确定电动机的转速 卷筒轴工作转速： 二级圆柱齿轮减速器传动比 i=840. 故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有1500r/min，1000 r/min,750 r/min三种方案4、电动机型号的确定 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和减速器的传动比，1000 r/min的电动机体积大，价格贵，故选1500r/min由机械设计手册查出电动机型号为Y132M-4，额定功率，同步转速1500 r/min，满载转速1440r/min，基本符合题目所需的要求。工作机所需功率：=5kW总效率：=0.86电动机的输出功率：卷筒转速：n=53.09r/min电动机可选转速范围： r/min电动机型号：Y132M-43传动比的计算及分配 计 算 及 说 明结 果1. 计算总传动比由电动机的满载转速r/min和工作机主动轴转速n=53.09r/min可确定传动装置应有的总传动比为： 2. 合理分配各级传动比展开式传动，希望两级大齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。取 由得总传动比： =27.12；4传动装置运动及动力参数的计算计 算 及 说 明结 果1、 各轴转速：1轴：r/min2轴：r/min3轴：r/min卷筒轴：=（53.11-53.09）/53.09=0.04%5%2、 各轴输入功率： 1轴：kW2轴：3轴：卷筒轴：3、各轴输入转矩：电动机输出转矩：1轴：2轴：3轴：r/minr/minr/min传送带速度误差满足要求kW1轴：2轴：3轴：二 传动件设计计算1高速级齿轮计 算 及 说 明结 果1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数24， 大齿轮齿数 ；2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（109a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.32）计算小齿轮传递的转矩：=Nmm3）由于两个齿的齿面为软齿面（硬度350HBS）且两支承相对于小齿轮做不对称布置，则可取表中偏上限的数值，由表107选取齿宽系数。4）由表106查得材料的弹性影响系数5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应在550740之间，取；大齿轮的接触疲劳强度极限在490680之间，则取；6）由式1013计算应力循环次数 7）由图1019查得接触疲劳寿命系数0.90；0.948）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.92600MPa552MPa 0.96550MPa517MPa（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径2.23 =2.32mm=49.949mm 2）计算圆周速度=3.77m/s 3）计算齿宽bb=149。949mm=49.949mm 4）计算齿宽与齿高之比 模数： =2.081mm 齿高： 所以： 5）计算载荷系数K 根据 = 3.77 m/s，8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数 =1.20 直齿轮，； 由表10 - 2 查得使用系数 由表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， 由=10.67，=1.453查图10 - 13得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 mm 7）计算模数m mm3. 按齿根弯曲强度设计由式(105) m（1）确定计算参数1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.87，0.89；3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 279.64MPa 222.5MPa4） 计算载荷系数K。 5）查取齿型系数由表105查得=2.65；=2.146）查取应力校正系数由表105查得=1.58；=1.837）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01497=0.01760 大齿轮的数值大，取0.01760。1） 设计计算m=1.71mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.71并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径6.38281794. 几何尺寸计算2） 计算大、小齿轮的分度圆直径mmmm3） 计算中心距4） 计算齿轮宽度 =62mm，=56mm5. 校核齿根弯曲疲劳强度 6. 校核齿面接触疲劳强度 7. 计算其他几何尺寸 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径：8. 齿轮的结构设计 因为mm160mm，500mm，所以齿轮1采用实心式，齿轮2采用辐板式。mm模数m=2.0mm=62mm，=56mm满足齿根弯曲疲劳强度满足齿面接触疲劳强度齿顶高：mm齿根高：mm全齿高：mm齿顶圆直径： 齿根圆直径：2低速级齿轮计 算 及 说 明结 果1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数24，大齿轮齿数；2 按齿面接触强度设计 按式（109a）试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.32）小齿轮传递的转矩：=Nmm3）由表107选取齿宽系数。4）由表106查得材料的弹性影响系数5）由图1021d按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa； 大齿轮的解除疲劳强度极限550MPa；6）由式1013计算应力循环次数 7）由图1019查得接触疲劳寿命系数0.95；0.998）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.95600MPa570MPa 0.99550MPa544.5MPa（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t2.23=2.32=86.455mm 2）计算圆周速度=1.02m/s 3）计算齿宽bb=186.455mm=86.455mm 4）计算齿宽与齿高之比 模数： =3.60mm 齿高： 所以： 5）计算载荷系数K 根据 = 1.02m/s，8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数 =0.95 直齿轮，； 由表10 - 2 查得使用系数 由表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， 由=10.67，=1.463查图10 - 13得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 mm 7）计算模数m mm3. 按齿根弯曲强度设计由式(105) m（1）确定计算参数1）由图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.87，0.89；3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 279.64MPa 222.5MPa5） 计算载荷系数K。 5）查取齿型系数由表105查得=2.65；=2.186）查取应力校正系数由表105查得=1.58；=1.797）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01497=0.01754 大齿轮的数值大。5） 设计计算m=2.90mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.90并就近圆整为标准值m=3.00mm，按接触强度算得的分度圆直径,4.2529=1234. 几何尺寸计算6） 计算大、小齿轮的分度圆直径mmmm7） 计算中心距8） 计算齿轮宽度 =95mm，=87mm5. 校核齿根弯曲疲劳强度 6. 校核齿面接触疲劳强度 7. 计算其他几何尺寸 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径：8. 齿轮的结构设计 因为87mm160mm，500mm，所以齿轮3采用实心式，齿轮4采用辐板式。m=3.0mm mmmma=228mmB=87mm=95mm =87mm满足齿根弯曲疲劳强度满足齿面接触疲劳强度三 齿轮上作用力的计算计 算 及 说 明结 果对于齿轮1：圆周力： 径向力：对于齿轮2：圆周力： 径向力：对于齿轮3：圆周力： 径向力：对于齿轮4：圆周力： 径向力：四 减速器装配草图的设计（略）五 轴的设计计算1中间轴的设计计算计 算 及 说 明结 果1.已知条件：中间轴上传递的功率，转矩，转速分别是： =7.058kW；=298640Nmm；=225.20r/min。 高速级齿轮的分度圆直径：； 低速级齿轮的分度圆直径： 齿宽：，2.选择轴的材料： 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的45钢，调制处理 3.初算轴径： 按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。 有表15-3取，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值 于是得= 由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，即：mm 齿轮与轴采用配合4. 轴的结构设计 轴的结构构想如图1所示 （1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式（2）轴承的选择与轴段1-2及轴段5-6的设计： 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，齿轮不受轴向力，所以采用深沟球轴承，暂取轴承为6208，查表得轴承内经d=40mm，外径d=80mm，宽度B=18mm定位轴肩直径，外径定位直径，故=（3）轴段2-3及轴段4-5的设计为方便齿轮安装，和应分别略大于和可初定=42mm，齿轮2和齿轮3的轮毂宽度分别为56mm和95mm，为保证套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2-3及轴段4-5的长度应分别略小于相应的轮毂宽度即 （4）轴段3-4的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围（0.070.1）=2.944.2mm，取其高度h=4mm，故50mm齿轮3左端面与箱体内壁距离及齿轮2右端面与箱体内壁距离均取为齿轮2与齿轮3的距离初定为，则箱体内壁之间的距离则齿轮2右端面与箱体内壁之间的距离，则（5）轴段1-2及轴段5-6的长度设计该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为，则轴段1-2的长度为，轴段5-6的长度（6）轴上作用点的间距（7）确定轴上的圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为，其余各处取R1.6.5. 键连接 齿轮与轴间采用A型普通平键连接，有=42mm，查表6-1得键 GB/T1906-2003符合要求6. 轴的受力分析（1） 画出轴的受力简图如图2-1（2）计算支承反力 在水平面上为 在垂直面上为 轴承1的总支反力轴承2的总支反力（3）画弯矩图如图2-2所示在水平面上在竖直方向上（4）画转矩图如图2-3所示，7. 校核轴的强度 由受力分析可知，a-a剖面为危险截面，其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为a- a剖面弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转矩，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为由表15-1查得，许用弯曲应力则，所以满足强度要求8.校核键连接的强度 高速级齿轮处：尺寸：轴段直径：d=42mm扭矩T=298.64Nm轴槽深t=5mm所以：l=L-b=50-12=38mm k=h-t=8-5=3mm 由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力 所以，可以满足使用要求低速级齿轮处：尺寸：轴段直径：d=42mm扭矩T=298.64Nm轴槽深t=5mm所以：l=L-b=80-12=68mm k=h-t=8-5=3mm 由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力所以，可以满足使用要求9.校核轴承寿命 径向力： 轴承型号：6208轴承基本额定载荷：C=29.5kN基本额定寿命：，球轴承：3.所以 预期计算寿命：满足要求 45钢，调制处理轴承为6208 两端固定=42mm50mm在轴的强度满足要求键的强度满足使用要求轴承寿命满足要求2高速轴的设计计算计 算 及 说 明结 果1.已知条件：中间轴上传递的功率，转矩，转速分别是： =7.425kW；=49240Nmm；=1440r/min。 高速级齿轮的分度圆直径：； 齿宽：， 2.选择轴的材料： 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的45钢，调制处理 3.初算轴径： 按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。 有表15-3取，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取中间值 于是得= 由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，即：mm 齿轮与轴采用配合4.轴的结构设计 轴的结构构想如图1所示 （1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式（2） 联轴器及轴段1-2的设计 轴段1-2上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行 由查表14-1，有。 所以 Nmm 采用弹性柱销联轴器，型号HL2型联轴器符合要求，公称转矩Tn=315000Nmm， 许用转速5600r/min。轴孔直径30mm，故取=30mm， 毂孔长度=82mm，相应的轴段1-2的长度应略小于L，取联轴器和轴配合采用（3） 轴段2-3的设计 联轴器用轴肩定位，定位高度 则，取（4）轴承的选择与轴段3-4及轴段7-8的设计： 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，齿轮不受轴向力，所以采用深沟球轴承，暂取轴承为6208，查表得轴承内经d=40mm，外径d=80mm，宽度B=18mm，故=，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座挡油环轴孔宽度初定为，则（5）轴段5-6的设计为方便齿轮安装，应略大于，可初定=42mm，则由表6-1查得，轮毂键槽深度，则该处齿轮上齿根圆与轮毂键槽底部的距离，故该处设计成齿轮轴，所以，（6）轴段4-5和轴段6-7的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段6-7的长度轴段4-5的长度（7）轴段2-3的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度和轴承端盖等零件有关，下箱座壁厚取，取轴承座厚度L=60mm，轴承端盖凸缘厚度取为，取端盖与轴承座间调整垫片的厚度为，取联轴器轮毂断面与端盖外端面的距离，则（8）轴上作用点的间距（9）确定轴上的圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为，其余各处取R1.6.7. 键连接 齿轮与轴间采用A型普通平键连接，有=30mm，查表6-1得键 GB/T1906-2003符合要求8. 轴的受力分析9. 画出轴的受力简图如图3-1（2）计算支承反力 在水平面上为 在垂直面上为 轴承1的总支反力轴承2的总支反力（3）画弯矩图如图2-2所示在水平面上在竖直方向上（4）画转矩图如图2-3所示，7. 校核轴的强度 由受力分析可知，a-a剖面为危险截面，其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为b- a剖面弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转矩，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为由表15-1查得，许用弯曲应力则，所以满足强度要求8.校核键连接的强度 联轴器处：尺寸：轴段直径：d=30mm扭矩T=49.24Nm轴槽深t=5mm所以：l=L-b=70-10=60mm k=h-t=8-5=3mm 由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力 所以，可以满足使用要求9.校核轴承寿命 径向力： 轴承型号：6208轴承基本额定载荷：C=29.5kN基本额定寿命：，球轴承：3.所以 预期计算寿命：满足要求 45钢，调制处理轴承为6208 两端固定=30mm=51mm轴端倒角为，其余各处取R1.6键 GB/T1906-2003在轴的强度满足要求键的强度满足使用要求轴承寿命满足要求3低速轴的设计计算计 算 及 说 明结 果1.已知条件：中间轴上传递的功率，转矩，转速分别是： =6.710kW；=1206560Nmm；=53.11r/min。 齿轮的分度圆直径：； 齿宽：， 2.选择轴的材料： 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的45钢，调制处理 3.初算轴径： 按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。 有表15-3取，考虑轴端只承受转矩，故取小值 于是得= 由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，即： 齿轮与轴采用配合4.轴的结构设计 轴的结构构想如图1所示 （1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式（2）联轴器及轴段1-2的设计 轴段1-2上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行 由查表14-1，有。 所以 采用弹性柱销联轴器，型号HL5型联轴器符合要求，公称转矩Tn=200000Nmm， 许用转速2100r/min。轴孔直径50mm，故取=50mm， 毂孔长度=107mm，相应的轴段1-2的长度应略小于L，取联轴器和轴配合采用（3）轴段2-3的设计 联轴器用轴肩定位，定位高度 则，取（4）轴承的选择与轴段3-4及轴段6-7的设计： 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，齿轮不受轴向力，所以采用深沟球轴承，暂取轴承为6213，查表得轴承内经d=65mm，外径d=120mm，宽度B=23mm，故=，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座挡油环轴孔宽度初定为，则（5）轴段5-6的设计为方便齿轮安装，应略大于，可初定=68mm，齿轮宽度 ，则取（6）轴段4-5的设计 该轴段为齿轮提供固定和定位作用，定位轴肩的高度为，取则，齿轮左端面距箱体内壁距离为，轴段4-5的长度（7）轴段2-3与轴段6-7的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度和轴承端盖等零件有关，取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为下箱座壁厚取，取轴承座厚度L=60mm，轴承端盖凸缘厚度取为，取端盖与轴承座间调整垫片的厚度为，则，轴段6-7的长度（8）轴上作用点的间距（9）确定轴上的圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为，4和5两处取R2.5，其余各处取R1.6.10. 键连接 齿轮与轴间采用A型