二级展开式直齿圆柱减速器设计书.doc

二级展开式直齿圆柱减速器设计书1 设计要求1. 1设计题目：二级展开式直齿圆柱减速器的设计。1.2设计要求及条件：设计一个用于带式传送机上的二级圆柱齿轮减速器，运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载启动。卷筒效率0.96，减速器小批量生产，使用年限8年（300天/1年）两班制工作，运输容许误差5%。车间有3相交流，电压380/220V，运输带工作压力2.1KN，运输带工作速度1.2M/S，卷筒直径250mm。2 传动装置总体设计2.1二级展开式圆柱直齿减速器的传动路线：2. 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，在轴发生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，要求轴的设计有较大的刚度。2.3确定传动方案：考虑到电机转速高，输出端扭矩较大，转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。 图1：传动装置简图如下 3 选择电动机的型号 3.1电动机的类型选择：按照工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Y系列的三相异步电动机。3.2.确定电动机容量：电动机所需工作功率为 工作机所需功率为 按机械课程设计手册表2-4确定各部分效率为:联轴器效率为，闭式齿轮传动效率，滚动轴承，卷筒效率，代入得所需电动机功率为3.3选择电动机的转速：卷筒轴工作转速两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比=840，故电动机转速的可选范围为 3.4选择电动机功率：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重要、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0kw。满载转，同步转速为1500。电动机的其主要性能如表1 。表1： Y112M-4型电动机的主要性能电动机型号额定功率/(kw)满载转速/(r/min)启动转矩/额定转矩(kw)最大转矩/额定转矩(kw)Y112-441440224 计算传动装置的运动和动力参数4.1总传动比：由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得减速器总传动比 4.2分配传动装置传动比： 减速器的传动比 i为15.7，对于两级展开式圆柱齿轮减速器的，为了分配均匀取，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比，低速级的传动比。4.3计算传动装置的运动和动力参数：1)电动机轴（0轴）2)高速轴（1轴）3)中间轴（2轴）4)低速轴（3轴）5)卷筒轴（4轴） 4.4计算结果： 运动和动力参数计算结果,如表2. 表2：运动和动力参数结果项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速（r/min891.691.6功率(kW)3.153.122.9352.762.678转矩(N*m)20.920.6884.5287.9279传动比14.343.621效率0.990.940.940.985 齿轮的设计及计算5.1高速级齿轮传动设计5.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。5.1.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 (1) 确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数2)由以上计算得小齿轮的转矩3)查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。4)计算应力循环次数 5)按接触疲劳寿命系数 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1 由 得（2）计算： 1)带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为2)圆周速度： 3)计算齿宽： 4)计算齿宽与齿高比： 模数: 齿高: 5)计算载荷系数： 根据 ,7级精度，查得动载系数 对于直齿轮 查得使用系数 用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时， 由， 可查得 故载荷系数 6)按实际载荷系数校正分度圆直径： 7)计算模数：5.1.3按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为 (1) 确定公式内的各计算数值1) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2) 查图取弯曲疲劳寿命系数；3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得 4) 计算载荷系数K 5) 查取齿形系数 查表得 6) 查取应力校正系数查表得 7) 计算大、小齿轮的，并加以比较。 大齿轮的数值大。(2) 设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数2.2，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数 ， 大齿轮齿数 ，取。 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。5.1.4几何尺寸计算（1）分度圆直径： （2）中心距： （3）齿轮宽度：取 5.2低速级齿轮传动设计5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。5.2.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 1确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数2)由以上计算得小齿轮的转矩3)查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。4)计算应力循环次数 5)按接触疲劳寿命系数 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1 由 得2计算： 1)带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为2)圆周速度： 3)计算齿宽： 4)计算齿宽与齿高比： 模数: 齿高: 5)计算载荷系数： 查得 动载系数 对于直齿轮 查得使用系数 用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时， 由， 可查得 故载荷系数 6)按实际载荷系数校正分度圆直径： 7）计算模数：5.2.3按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为 1)确定公式内的各计算数值查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限;查图取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得 计算载荷系数K 2)查取齿形系数. 查表得 3)查取应力校正系数.查表得 4)计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大.5)设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数3，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径100,算出小齿轮齿 ， 大齿轮齿数 ，取。 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。5.2.4 几何尺寸计算（1） 分度圆直径： （2）中心距： （3）齿轮宽度： 取 , 6 轴的设计及计算6.1高速轴的轴系结构设计6.1.1轴的结构尺寸设计根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图2所示: 图2由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理, 材料系数为110。所以,有该轴的最小轴径为: 考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有: 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表3 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段(考虑键槽影响)21.762560第2段(由唇形密封圈尺寸确定)30(27.848)50第3段由轴承尺寸确定(轴承预选6007 )3525第4段42.5(41.3)145第5段齿顶圆直径齿宽6570第6段4110第7段35256.1.2轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图3)及受力计算 图3L1=92.5 L2=192.5 L3=40 6.1.3轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表4 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007轴承A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=12.5kNC0r=8.60kNe=0.68计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类)FsA=1809.55 FsB=1584.66计算比值Fa/FrFaA /FrAe FaB /FrB e确定X、Y值XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=981.039 PB=981.039计算轴承寿命9425.45h小于12480h由计算结果可见轴承6007合格.6.2中间轴的轴系结构设计6.2.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分六段,其中第2段和第4段为齿轮,如图4所示:图4由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理,取材料系数 。所以,有该轴的最小轴径为: 因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取。其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表5 中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段由轴承尺寸确定(轴承预选6008 )33.64025第2段(考虑键槽影响)45(44.68)77.5第3段5012.5第4段99109第5段 4639第6段40256.2.2轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图5)及受力计算L1=51 L2=105.75 L3=106图5由高速轴的受力分析知：6.2.3轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h。校核步骤及计算结果见下表: 表6 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=29kNC0r=19.2kNe=0.68确定X、Y值X= 1 Y=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=4976.72 PB=5982.60计算轴承寿命10179.13h小于12480h由计算结果可见轴承6007合格。6.3低速轴的轴系结构设计6.3.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段,如图6所示:图6考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数 。所以,有该轴的最小轴径为: 考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有: 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表7 低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段(考虑键槽影响)(由联轴器宽度尺寸确定)52.4960(55.64)142第2段(由唇形密封圈尺寸确定)64(63.84)50第3段6616第4段由轴承尺寸确定(轴承预选6014C )7024第5段7875第6段208820第7段齿宽+1080(79.8)119第8段70246.3.2轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图7)及受力计算图7L1=71.5 L2=119 由中间轴的受力分析知： 6.3.3轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表8 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6014A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=98.5kNC0r=86.0kNe=0.68计算比值Fa/FrFaA /FrA e确定X、Y值XA=1 YA =0 查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=5796.24 PB=6759.14计算轴承寿命763399h大于12480h由计算结果可见轴承6014AC、6007均合格，最终选用轴承6014。6.4轴的强度校核经分析知C、D两处为可能的危险截面， 现来校核这两处的强度：（1）合成弯矩（2）扭矩T图（3）当量弯矩（4）校核由手册查材料45的强度参数C截面当量弯曲应力：由计算结果可见C截面安全。7 键的设计和计算因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.7.1高速级键的选择及校核:高速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选键长50,GB/T1096联结处的材料分别为: 45钢(键) 、40Cr(轴)7.2中间级键的选择及校核:中间级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选键B9*5，GB/T1096联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、20Cr(轴)此时, 键联结合格.7.3低速级级键的选择及校核(1)低速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选键B22X14,键长 GB/T1096联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、45(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其，该键联结合格(2)联轴器处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键16X10,键长100,GB/T1096联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其，该键联结合格.8 减速器外形尺寸设计箱体结构设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=225）表9 箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+3=8.99考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.02a+388箱座凸缘厚度b1.513.35箱盖凸缘厚度b11.5112箱座底凸缘厚度b22.522.25地脚螺栓直径df0.036a+1220.1地脚螺栓数目na250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75df16箱盖与箱座联接螺栓直径d 2(0.50.6)df12轴承端盖螺钉直径和数目d3，n(0.40.5)df,n6,4窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8) d 28轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准34外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+ (510)42大齿轮顶圆距内壁距离11.210齿轮端面与内壁距离210箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851 =7.565 m0.85=6.87轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d310轴承端盖外径D2D+(55.5) d3120螺栓扳手空间与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8M10M12M16至外箱壁距离c1min13161822至凸缘边距离c2min11141620沉头座直径Dmin202426329 联轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。9.1高速轴用联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200公称转矩轴孔直径， 轴孔长，装配尺寸半联轴器厚9.2第二个联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为 所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长， 装配尺寸 半联轴器厚10 润滑与密封 10.1减速器润滑油的更换： 1）减速器第一次使用时，当运转150300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每5001000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每12003000h换油一次。 2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。 3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。 4）工作中，当发现油温温升超过80或油池温度超过100及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录。10.2密闭的形式：选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。11 毕业设计总结经过了两个多月的努力，我终于完成了二级展开式直齿圆柱减速器的设计的毕业设计（一份设计说明书、auto CAD减速器装配图1张（A1纸）、auto CAD轴、齿轮零件图各一张（A3纸）。觉得这是我在大学四年里真正用心努力去完成的一件作品。从开始接到设计题目到翻阅资料查找文献，然后到设计流程的规划，再到设计说明书的完成，每走一步对我来说都是新的尝试与挑战，所以我很自豪地说这是我在大学期间独立完成的最大的项目。机械设计的毕业设计是一门理论与实践联系紧密的课程之一，自己通过老师给出的数据，计算出了结果，然后将结果用图的形式表现出来。平时我们的学习都是为了应付考试，因此学到的东西感觉都很少。然而毕业设计将我们平时的学习和实践联系起来了。提高了我们的思考问题的能力和动手能力，为我们以后的学习和工作奠定了基础。但是由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准等等。深深地知道从提出问题到解决问题，是一个很艰难的过程，我觉得通过这次毕业设计不仅提高了我独立思考的能力，而且认为脚踏实地，认真严谨，实事求是的学习态度，不怕困难、坚持不懈、吃苦耐劳的精神更是我在这次毕业设计中最大的收益。我想这是一次意志的磨练，