两级展开式圆柱齿轮减速器装置设计书.doc

两级展开式圆柱齿轮减速器装置设计书一. 课程设计书设计课题:设计一用于两级展开式圆柱齿轮减速器.减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),一班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一: 参数执行机构曲柄转速n/(r/min)行程H/mm阻力f/N值493004600二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、执行机构组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱齿轮减速器。传动装置的总效率0.960.9910.868；为V带的效率,2为滚动轴承的效率，为齿轮传动的效率，为联轴器的效率，为执行机构的效率2.电动机的选择由已知得：阻力做功的实际行程s=H-0.1H=0.9H=270mm阻力做的功出=4600=1240 W做功时间t=60/n2=60/49=1.22sP出=W出电动机所需工作功率为： PP/1.02/0.8681.17kW, 执行机构的曲柄转速为49r/min，Ped=1.3Pd=1.53 kW经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比选定型号为Y100L14的三相异步电动机，额定功率为2.2 kW满载转速1420 r/min，同步转速1500r/min。 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速同步转速满载转速1Y100L1-42.215001420型号HABCDEFFGGKbb1b2hAABBHAL1Y100L10016014063286087241220518010524540176143803.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1420/4928.98（2）分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取3，则减速器传动比为28.98/39.66根据各原则，查图得高速级传动比为3.7，则2.64.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 1420/3473.33r/min473.33/3.7127.93r/min/127.93/2.649 r/min（2）各轴输入功率1.170.961.12kW21.120.970.991.08kW21.080.970.991.04kW24=2.770.990.991.02kW(3)各轴输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =9.5501061.17/1420=7868.66 Nmm所以: =7868.6630.96=22661.74 Nmm=22661.743.70.970.99= 80519.65Nmm=80519.652.60.970.99=201039.86NmmT出=201039.860.990.99=197039.17 Nmm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nmm转速r/min输入输入电动机轴1.177868.6614201轴1.1222661.74473.332轴1.0880519.65127.933轴1.04201039.86495.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度 材料：高速级小齿轮选用45Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用45钢（调）质，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=3.724=88.8 取Z=89. 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:（1）试选=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩T1=95.510=95.5101.12/473.33=2.2610N.mm（3）由表10-7选取齿宽系数=1（4）由表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8（5）由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600，大齿轮的接触疲劳强度极限=550（6）由公式10-13计算应力值环数N=60nj =60473.331（1830010）=6.82N= 6.8210/3.7=1.84 10（7）查10-19图得接触疲劳寿命系数：K=0.93 K=0.96（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.93600=558=0.96550=528 （9）设计计算小齿轮的分度圆直径d，代入中较小的值=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=39.2mm计算摸数m=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.63=3.67 = =10.68计算载荷系数K根据,8级精度, 查课本表10-8得：动载系数K=1.1,查课本表10-3 得: K=1使用系数=1查课本表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，得K=1.450查课本表10-13得: K=1.4故载荷系数:KK K K K =11.11.21.45=1.595按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=39.2=41.965计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500; 大齿轮的弯曲强度极限=380由图10-18取弯曲疲劳寿命系数：K=0.9 K=0.95 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=计算载荷系数KKK K K K=11.111.41.54查取齿形系数和应力校正系数查课本表10-5得:齿形系数Y2.65 Y2.202 应力校正系数Y1.58 Y1.779计算大小齿轮的 并加以比较 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，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1.22并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=41.965来计算应有的齿数.于是由:z=21 那么z=3.721=77.7 取z=78 几何尺寸计算计算中心距 a=99计算大.小齿轮的分度圆直径d= zm=21*2=42d= zm=156计算齿轮宽度B=取 （二） 低速级齿轮传动的设计计算（1） 材料：低速级小齿轮选用45Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.630=78 （2）齿轮精度：按GB/T100951998，选择8级。（3）按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.3计算小齿轮的传递的转矩T=95.510=95.5101.08/127.93=8.0610N.mm 由表10-7选取齿宽系数=1 由表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 应力循环次数N=60njL=60127.931(1830010)=1.84210 N=0.70810 由图10-19查得接触疲劳寿命系数K=1.08 K= 1.12 取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=1.12550/1=616则 =55.612. 计算圆周速度 0.3723. 计算齿宽b=d=155.61=55.614. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.251.854=4.1715 =55.61/4.1715=13.335. 计算载荷系数K根据0.372m/s，8级精度，由图10-8查的动载系数K=1.05;直齿轮，K=K=1；由表10-4用插值法查的8级精度、小齿轮的相对支承非对称布置时，K=1.455使用系数K=1 由 =13.33, K=1.455查图10-13值K=1.58 故载荷系数K=11.05 11.455=1.5286. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=55.617计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 （2）查图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.88 K=0.9 （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=（4）计算载荷系数KKK K K K=11.0511.581.659（5）由表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7）计算大小齿轮的 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=40.62来计算应有的齿数.z=20.31 取z=21z=2.621=54.6 取z=55 初算主要尺寸计算中心距 a=76 分度圆直径 d= z=212=42d= z=255=110计算齿轮宽度圆整后取 6.带传动设计已知电动机的功率为1.17kw，满载转速为1420r/min1确定计算功率Pca由表8-7查的工作情况系数KA=1.1故Pca=KA=1.171.1=1.287kw2.算则v带的带型根据Pca，由图8-10选用z型3.确定带轮的基准直径并验算带速v（1）初选直径，由表8-6,表8-8.选=63mm（2）验算带速v因为所以重选=71mm因，故带速合适（3）计算大带轮的基准直径= 根据表8-8取=224mm4确定v带的中心距和基准长度1）根据式（8-20）初定中心距400mm 2）由式（8-22）计算带所需要的基准长度 由表8-2选带的基准长度为1250mm 3）计算实际中心距mm中心距的变动范围为367.24423.55计算小带轮上的包角 6.计算带的根数 1)计算单根v带的额定功率Pr 由=71mm，=1420r/min查表8-4a得P0=0.2964kw根据=1420r/min，3和z型带，查表8-4b得P0=0.03kw查表8-5得于是Pr= （P0+P0）=(0.2964+0.03) 0.9381.110.340kw7计算v带的根数zz= Pca/ Pr=1.287/0.34=3.78 圆整为z=48计算单根v带的初拉力的最小值（）min由表8-3得z型带的单位长度质量q=0.06kg/m（）min=500应使带的实际拉应力大于58.88N9计算压轴力F(F) min=2z（）min=2455.88sin（157）=459NV带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮33.72.62. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)473.33127.93493. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）1.12 1.081.044. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm)22661.7480519.65201039.865. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z71224386125047.传动轴的设计1. 传动轴I的设计（1） 求轴1上的输入功率、转速和转矩 =1.12KW =473.33r/min =7553.91 N.mm. 求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为 =42 而 F= F= F圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示: 大带轮压轴力F=2Z FSin627.15. 初步确定轴的最小直径先按课本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,根据课本取 将其放大5%得=15.67 mm轴的最小直径显然是安装大带轮处的直径,为了使所选的轴与大带轮吻合,故需同时选取大带轮的型号。由大带轮的直径为224mm，查机械设计手册得其合理孔径为20mm故取=20. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由大带轮孔长L=（1.5-2），查带轮型号选取L=35，故取=35-2=33。为了满足大带轮的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径 初步选择滚动轴承.由II-III轴段右端需要制出一轴肩，根据，并查轴承标准件产品目录中初步选取型号为6206的深沟球轴承，故取III-IV的直径，而=28mm ， . 第III-IV段 轴承挡油环的右端和VII-VIII段轴承挡油环左端采用轴肩定位,轴肩高2.5,故取. 考虑下一级小齿轮空间，选取，再取 .由于设计的圆柱小齿轮的直径很小，齿根圆到键槽底部的距离，故选取V-VI段为齿轮轴。至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.(图中仅仅是长度，不是齿轮轴实图)（5）. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图,确定轴的支承跨距为：设水平向里的力为正，垂直向上的力为正。则：大带轮压轴力： 小齿轮圆周力：小齿轮径向力：轴承座支座反力：水平 根据水平方向力的平衡 得：垂直 同理 根据垂直方向力的平衡 因此，可得 轴的水平弯矩轴的垂直弯矩合成弯矩 轴的扭矩：传动轴总体设计结构图: （6）. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全2.轴II的设计与校核（1）传动轴的设计 求轴上的输入功率、转速和转矩 =1.08KW =127.93r/min =80519.65 N.mm(2) 求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为 =62 而 F= F= F圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:大齿轮轮的分度圆直径为= 156而 F= F= F(3) 初步确定轴的最小直径先按课本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,根据课本取 轴的最小直径显然是安装轴承处的直径,为了使所选的轴与轴承孔吻合,故需同时选取轴承的型号。查轴承型号优先选用小直径为35mm. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承为滚动轴承6207 GB/T 276.为了便于加工，取挡油板的直径和轴承孔直径一致。由第二段轴段左端需要制出一轴肩，根据最小直径为35mm，并查轴承标准件产品目录中初步选取型号为6207的深沟球轴承，故取第二段轴直径为37mm ，第三段是与齿轮为一体的 ，则宽度为50mm。左起第四段为轴肩。其应加0.070.1d，但是由于两齿轮相聚比较近，将轴肩直径设为48mm，如图。长度设计。由于此轴应满足齿轮和轴1啮合，故取轴的对称面为基准，设置各轴段程度L如图（5）求轴上的载荷 (受力分析跟一轴以致)算出后如下图（6）首先根据结构图作出轴的计算简图 3.轴III的设计与校核（1） 求轴III上的输入功率、转速和转矩 =1.04KW =49r/min =201039.86 N.mm(2)初步确定轴的最小直径先按课本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,根据课本取 将其放大5%得= 31.61mm联轴器的计算转矩= =1.3 =1.3*201039.86=261351.82 N.mm=261.35 N.m选用ML5型梅花型弹性联轴器，其公称转矩为350 N.m。轴孔长度为50 mm孔径取32 mm，所以轴III最小直径为32 mm。故d1=32 mm=（0.07-0.1）*32=2.24-3.2取=3，所以d2=38mm选取6208深沟球滚动轴承，内径为40mm，所以d3=40mm=d8故d4= d3+5=45mm d7= d8+5=45mm 齿轮内径为50mm,所以d6=50mm,故d5= d6+6=56mm轴孔长度为50 mm故L1=48mm取L2=40mm，L3=30故L8= L3+2=32mm根据轴II齿轮与轴III齿轮配合，故L7=4+2=6mm齿轮宽度为48mm故L6=46mm,L51.4*,取L5=8mm，根据轴II与轴III配合，取L4=57mm(3) 求轴上的载荷 确定轴的支承跨距为：设水平向里的力为正，垂直向上的力为正。则： 小齿轮圆周力：小齿轮径向力：轴承座支座反力：水平 根据水平方向力的平衡 得：垂直 同理 根据垂直方向力的平衡 因此，可得 轴的水平弯矩轴的垂直弯矩合成弯矩 轴的扭矩：传动轴总体设计结构图: （4）按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=20mm d=40mm d=50mm d=32mm查机械设计指导书表11-27取： b=6 h=6 =28 b=10 h=8 =36b=14 h=9 =40 b=10 h=8 =40校核键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 28-3=2536-10=2640-14=2640-10=30键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=3K=0.5 h=4K=0.5 h=4.5K=0.5 h=4由式（6-1）得： N.mm N.mm N.mm N.mm 四者都合适取键标记为：键1：C 628 GB/T1096-2003键2：108 GB/T1096-2003 键3：149 GB/T1096-2003键4：108 GB/T1096-20039.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铝制成，用M5紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）5定位销直径=（0.70.8）12，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4242018，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42012外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离8机盖，机座肋厚7 7轴承端盖外径+（55.5）100（1轴）92（2轴）82（3轴）轴承旁联结螺栓距离100（1轴）92（2轴）82（3轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以轴承采用脂润滑，箱体内选用L-CKC220号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=40 =4所以H+=40+4=44其中油的粘度适中，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并匀均布置，保证部分面处的密封性。11.联轴器设计1.类型选择.为了在工作时起到缓冲减震作用，选用梅花形弹性联轴器2.载荷计算.查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以公称转矩为350N.m查机械设计手册选取LM5型梅花形弹性联轴器其公称转矩为350N.m12.滚动轴承的设计与校核 （1）轴I上轴承的设计查轴承标准件产品目录中初步选取型号为6206的深沟球轴承基本额定寿命计算靠近带轮的轴承 c=19500 N 取=1.3 P=得20000-30000H 故符合设计要求。另一边轴承为： c=19500 N 取=1.3 P=得20000-30000H 故符合设计要求。（2）轴II上轴承的设计查轴承标准件产品目录中初步选取型号为6207的深沟球轴承基本额定寿命计算靠近小齿轮的轴承： c=14000 N 取=1.3 P=得20000-30000H 故符合设计要求。靠近大齿轮的轴承： c=14000 N 取=1.3 P=得20000-30000H 故符合设计要求。（3）轴III上轴承的设计查轴承标准件产品目录中初步选取型号为6208的深沟球轴承基本额定寿命计算靠近轴输出端的轴承： c=29500 N 取=1.3 P=得20000-30000H故符合设计要求。另一边轴承： c=29500 N 取=1.3 P=得20000-30000H 故符合设计要求。四，设计小结五，参考文献机械设计基础课程设计指导书林怡青 谢宋良 王文涛 编著机械设计第八版 濮良贵 主编机械原理第七版 孙恒 主编机械设计课程设计指导书 宋宝玉主编机械课程设计心得两周的机械设计基础课程设计终于结束了，虽然很忙碌、很疲劳，但是收获很大。几乎每天的专注和辛劳，唤回了我对机械设计基础课程设计的重新的认识，对二级齿轮减速器结构的深刻理解，让我们实现了动手操作的目的。在理论学习的过程中我们只是简单是学到了关于齿轮、V型带、轴和连轴器等的简单知识，只能简单的对其进行单独设计，但是本次课程设计是对一些机构连接组合在一起进行总体设计