两级圆柱齿轮减速器更新 3.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机械工程学院 机械设计制造及其自动化专业班级 机日112 学号 11431127 设计人 田时刚指导老师 何荣国完成日期2013.12.161.设计任务22.设计传动方案说明23.电动机的选择2电动机类型和结构形式选择2选择电动机容量2选择电动机的转速3确定电动机型号34.计算传动装置的运动和动力参数3计算总传动比3分配各级传动比3各轴转速n(r/min)4各轴输入功率p（kw）4各轴输入转矩t（nm）45.传动件的设计和计算5齿轮的计算与校核5高速级大小齿轮的设计（齿轮2齿轮3）5低速级大小齿轮的设计（齿轮4齿轮5）76.减速器集体结构尺寸（表3）107.轴的设计和计算12高速轴的设计。12中速轴的设计15低速轴的设计188.滚动轴承的选择及计算20高速轴上轴承的寿命校核21中速轴上轴承的寿命校核22低速轴上轴承的寿命校核239.键联接的选择2410.减速器附件的选择2411.润滑与密封24润滑：24密封：2512.小结2513.参考资料目录251. 设计任务设计一个铸工车间用碾砂机上的减速器。单班工作，每班8小时，工作寿命为10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差5，开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产。设计方案4，立轴所需扭矩t为1000（nm），立轴转速n为36（r/min）。2. 设计传动方案说明传动方案选择展开式两级圆柱斜齿轮减速器，此结构传动比较大，结构简单，工作可靠，维护方便，环境适应性好，应用较广。此减速器工作环境粉尘多，选择闭式齿轮传动。3. 电动机的选择电动机类型和结构形式选择 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380v，y型。选择电动机容量1） 工作机所需功率pw=tnw/9550 kw=1000*36/9550=3.77kw2） 电动机输出功率pd=pw/=3.77/0.84=4.48kw1滚动轴承传动效率0.992联轴器传动效率0.973圆柱齿轮传动效率0.994锥齿轮传动效率0.95=213133234=0.84选择电动机的转速n电=i01i12i23i34n=1*3*4*4*36=1728r/min初选选电动机转速为1500r/min确定电动机型号2y132s-4额定功率（kw）5.53满载转速（r/min）14404堵转转矩/额定转矩2.2最大转矩/额定转矩2.3质量（kg）6854. 计算传动装置的运动和动力参数计算总传动比i=nm/nw=1440/36=40分配各级传动比i=3*3.3*4=39.6（39.6-40）/40=1（合理）各轴转速n(r/min)n=nm=1440n= n/i12=1440/3.3=436n= n/i23=425.53/3=145n= n/i34=141.18/4=36各轴输入功率p（kw）p=ped01=5.5*0.99*099=5.39p= p12=5.39*0.99*0.97=5.18p= p23=5.18*097*0.99=4.97p= p34=4.97*0.99*0.99*0.99*0.95=4.63各轴输入转矩t（nm）t=9550p/n=5.5/1440=36.5t=9550 p/n=5.39/423.53=118t=9550 p/n=5.181/141.18=341t=9550 p/n=4497/36=1318相关数据整理如表1项目电动机轴转速（r/min）1440144043614536功率（kw）5.55.395.184.974.63转矩（nm）36.536.5118 3411318传动比13.434效率0.990.960.960.93表15. 传动件的设计和计算齿轮的计算与校核高速级大小齿轮的设计（齿轮2齿轮3）1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮。2） 设计通用减速器，速度不高，故选7级精度。3） 材料选用。小齿轮选用40cr（调质），硬度280hbs。大齿轮都选用45钢（调质），硬度为240hbs。二者材料硬度差为40hbs。4） 选小齿轮齿数z2=22 大齿轮齿数z3=3.3*22=72.8取755） 选取螺旋角，初选螺旋角=16.2 按齿面接触强度设计d21) 确定公式内的各计算数值 试选kt=1.6 zh=2.43 2=0.760 3=0.87 =0.760+0.87=1.63 许用接触应力s=1kn2=0.91 lim2=600mpa h2= kn2lim2/s=546mpakn3=1.02 lim3=550mpa h3= kn3lim3/s=561mpah=（h2 +h3）/2=（540+561）/2=531.25mpan2=60*1440*1*300*8*10=2.07*109n3=60*423.5*1*300*8*10=6.28*1082）计算 分度圆 d244.70mm 计算圆周速度 v=d2n1/(60*1000)= 3.37m/s 计算齿宽b及模数mnt b=dd2t=0.8*44.70=35.76mmnt=d2tcos/z2=1.96mmh=2.25 mnt=4.41b/h=8.10 计算纵向重合度 =0.318dz2tan=1.50 计算载荷系数k ka=1.25 kv=1.15 kh=1.289 kf=1.245 kh=kf=1.1 k= ka kv kh kh=2.04 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径di=dit=48.47mm 计算模数mn=d2cos/z2=1.97mm3 按齿根弯曲强度设计mn=1） 确定计算参数 计算载荷系数 k= ka kv kf kf=1.97 根据纵向重合度 =1.5 螺旋角影响系数y=0.875 计算当量齿数 zv2=z2/cos3=24.41 zv3=z3/cos3=83.22 查取齿形系数 yfa2=2.65 yfa3=2.21 查取应力校正系数 ysa2=1.58 ysa3=1.77 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4f2=kfn2fe2/s=303.57mpa kfn2=0.85f3=kfn3fe3/s=244.28mpa kfn3=0.9 计算大、小齿轮的yfaysa /f并加以比较yfa2ysa2 /f2=0.01379yfa3ysa3 /f3=0.016452） 设计计算mn137mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数。取mn =1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径。d2=48.47mm。于是由z2=d2cos/ mn=30.97 取z2=31 则z3=3.3*31=102.3 取z3=1034 几何尺寸计算1） 计算中心距a=(z2+z3) mn/2cos=103.3 圆整后为104mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(z2+z3) mn/2a=164363因值改变不多，故参数不必修正3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d2=z2mn/cos=48.48mm d3=z3mn/cos=159.52mm4） 计算齿轮宽度d=dd2=38.78mm圆整后取b3=40mm b2=45mm低速级大小齿轮的设计（齿轮4齿轮5）1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮。2） 设计通用减速器，速度不高，故选7级精度。3） 材料选用。小齿轮选用40cr（调质），硬度280hbs。大齿轮都选用45钢（调质），硬度为240hbs。二者材料硬度差为40hbs。4） 选小齿轮齿数z4=25 大齿轮齿数z5=3*25= 755） 选取螺旋角，初选螺旋角=16.2 按齿面接触强度设计d21) 确定公式内的各计算数值 试选kt=2 zh=2.425 2=0.760 3=0.863 =0.760+0.863=1.623 许用接触应力s=1kn4=1.02 lim4=600mpa h4= kn4lim4/s=612mpakn5=1.09 lim5=550mpa h5= kn5lim5/s=599.5mpah=（h4 +h5）/2=605.75mpan4=60*423.5*1*300*8*10=6.28*108n5=60*141.18*1*300*8*10=2.09*1082）计算 分度圆 d465.36mm 计算圆周速度 v=d4n3/(60*1000)= 1.45m/s 计算齿宽b及模数mnt b=dd4t=0.8*65.36=52.29mmmnt=d4tcos/z4=2.53mmh=2.25 mnt=5.69mmb/h=9.19 计算纵向重合度 =0.318dz4tan=1.70 计算载荷系数k ka=1.25 kv=1.05 kh=1.289 kf=1.245 kh=kf=1.1 k= ka kv kh kh=1.86 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d4=d4t=63.80mm 计算模数mn=d4cos/z4=2.46mm3 按齿根弯曲强度设计mn=1） 确定计算参数 计算载荷系数 k= ka kv kf kf=1.80 根据纵向重合度 =1.70 螺旋角影响系数y=0.875 计算当量齿数 zv4=z4/cos3=27.74 zv5=z5/cos3=83.22 查取齿形系数 yfa4=2.55 yfa3=2.21 查取应力校正系数 ysa4=1.61 ysa3=1.77 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4f4=kfn4fe4/s=321.43mpa kfn4=0.9f5=kfn5fe5/s=257.86mpa kfn5=0.95 计算大、小齿轮的yfaysa /f并加以比较yfa4ysa4 /f4=0.01277yfa5ysa5 /f5=0.015172） 设计计算mn1.96mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数。取mn =2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径。d4=63.80mm。于是由z4=d4cos/ mn=30.81 取z4=31 则z5=3*31=93 4 几何尺寸计算1） 计算中心距a=(z4+z5) mn/2cos=128.37 圆整后为128.5mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(z4+z5) mn/2a=16因值改变不多，故参数不必修正3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d4=z4mn/cos=64.19mm d5=z5mn/cos=192.56mm4） 计算齿轮宽度b=dd4=51.35mm圆整后取b5=55mm b4=60mm整理计算各齿轮的各参数如表2所示符号齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5b16.436316.43631616mn1.51.522mt1.5531.5532.0712.071zv34.4116.5134.40103.19at20.64720.64720.64720.647pn4.7104.7106.2806.280pt4.8764.8766.5036.503pbn4.4264.4265.9015.901sn2.3552.3553.143.14st2.4382.4383.2513.251d48.48159.5264.190192.603db45.051152.59160.077180.232zmin311053133ha1.51.522hf1.8751.8752.52.5da51.143166.06568.201196.603df44.393148.84159.201187.603表2（备注：n=20 h*an=1 c*n=0.25 xt=0 =15）6. 减速器集体结构尺寸（表3）名称符号结果箱座壁厚10mm箱盖壁厚18mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座凸缘厚度b15mm箱底座凸缘厚度b225mm地脚螺钉直径dfm20地脚螺钉数目6轴承旁联结螺栓直径d1m16盖与座联结螺栓直径d2m12轴承端盖螺钉直径d38mm轴承盖螺钉数目n34视孔盖螺钉直径d48mm定位销直径d8mm，至外箱壁的距离c1min26mm22mm18mm，至凸缘边缘距离c2min24mm20mm外箱壁至轴承端面距离l160mm轴承旁凸台高度h45mm轴承旁凸台半径r125mm大齿轮顶圆与内箱壁距离115mm齿轮端面与内箱壁距离212mm轴承端面至箱体内壁的距离33mm旋转零件间的轴向距离412mm齿轮顶圆至轴表面的距离512mm大齿轮顶圆至箱底内壁的距离641.7mm箱底至箱底内壁的距离720mm减速器中心高h160mm轴承端盖凸缘厚度e9.6mm箱盖，箱座肋厚m1、mm1=6m=9轴承端盖外径102（i 轴）102（ii 轴）130（iii轴）表37. 轴的设计和计算齿轮机构的参数列于下表：级别高速级低速级311033193 1.5216 16 1齿宽/mm； 表4高速轴的设计。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 2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器选取刚性联轴器（gb/t 5843-2003）gyh2型联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=45mm。3 轴的结构设计 从输入端到输出端（孔径x长度）30*17 32*69 40*10 34*90 30*15 28*56 20*52 根据个表格配合，设计方案如表8所示。4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图1）做出轴的计算简图（图2），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于72006c型角接触球轴承轴承，查得a=16mm。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距图和扭距图（图4）。 图2 高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面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（参看图2）。载荷水平面h垂直面v支反力fn，n，弯距m总弯距扭距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距和扭距的截面（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，得。因此，故安全。中速轴的设计已知参数：，1 求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 而 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，2 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取，于是得7.2.3 轴的结构设计从输出端到输入端（孔径x长度）30*17 32*19 36*38 40*10 34*58 32*31 30*18 根据个表格配合，设计方案如表8所示。4 求轴上的载荷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30207型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=16mm。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距图和扭距图（图4）。 图4 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面b和c是轴的危险截面。现将计算出的截面b和c处的的值列于下表（参看图4）。载荷水平面h垂直面v支反力fn，弯距m总弯距扭距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距和扭距的截面（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，。因此，故安全。低速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，2初步确定轴的最小直径联轴器选蛇形弹簧联轴器（jb/t8869-2000）js5型联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=63mm3 轴的结构设计从输入端到输出端（孔径x长度）45*63 51*57 55*17 63*57 75*12 71*53 59*36 55*20 根据个表格配合，设计方案如表8所示。4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图（图6），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取b值。对于720011c角接触球轴承，查得b=18mm。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距图和扭距图（图8）。 图6 低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面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（参看图6）。载荷水平面h垂直面v支反力fn，n，弯距m总弯距扭距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距和扭距的截面（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。轴30*17 32*69 40*10 34*90 30*15 28*56 20*52轴30*17 32*19 36*38 40*10 34*58 32*31 30*18轴45*63 51*57 55*17 63*57 75*12 71*53 59*36 55*20 表88. 滚动轴承的选择及计算轴 720011（角接触球轴承）轴 72006 （角接触球轴承）轴 72006 （角接触球轴承）高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。可知圆锥滚子轴承72006c的基本额定动载荷c=32200n。1 求两轴承受到的径向载荷和 2求两轴承的计算轴向力对于角接触球轴承，轴承派生轴向力，其中的y值。查参考文献1可知y=1.6，因此可算得 3求轴承当量载荷e=0.37，比较得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4校核轴承寿命球轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。 中速轴上轴承的寿命校核已知参数，=72000h。可知角接触球轴承72006的基本额定动载荷c=32200n。1求两轴承受到的径向载荷和 2 求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中y是对应参考文献2表13-5中的y值。查参考文献1可知y=1.6