机械设计课程设计-展开式两级圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计说明书题 目： 展开式两级圆柱齿轮减速器院 系： 信息工程学院 班 级： 10机械二班 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成时间： 2013-01-03 目录1.设计任务书.32.电动机的选择和计算.43.整个传动系统运动和动力参数的选择与计算.64.传动零件的设计计算.85.轴的设计.186.轴的校核.227.轴承的校核.278.键的选择与校核.299.联轴器的选择.3110.箱体及其附件设计.3211.心得体会.3412.参考文献.35 1.设计任务书 1.1设计任务设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。1. 2传动系统参考方案(见图3)。图31. 3原始数据（见表3）F（N） 输送带有效拉力；V（m/s） 输送带工作速度；D（mm）输送带滚筒直径。表3 设计原始数据题号12345678910F（N）4000410042004300450046004700480049005000V（m/s）0.80.80.90.831.00.91.00.90.80.8D（mm）335330335335360340345330350320题号11121314151617181920F（N）3000300031003200330034003500360037003800V（m/s）1.21.31.21.31.41.41.11.21.31.0D（mm）3503803303003403503603703103501.4工作条件两班工作制，工作载荷平稳，电压为380/220V三相交流电源，减速器寿命5年。2.电动机的选择和计算经综合分析，选用Y系列三相笼型交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。 Y系列电动机，额定电压为380V，额定频率为50HZ.。 本设计中电动机采用封闭式结构。2.1电动机容量的选择电动机所需工作效率为： 而工作机所需功率由工作机的带圆周力F和带速确定，即： =由电动机到传送带传动装置的总效率：a=1243245查表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分功率为：带传动效率=0.96，滚动轴承传动效率（一对）=0.96，闭式齿轮(齿轮精度为8级，不包括轴承效率）传动效率为=0.97，联轴器4=0.97,卷筒的传动效率5=0.96，代入得：,a=0.960.9840.9720.970.96=0.78所需电动机功率为： =(47001.0)/(10000.78)=6.03 由载荷平稳，电动机额定功率略大于即可由第19章表191所示Y系列三相交流异步电动机的技术参数。2.3确定电动机的转速卷筒轴工作转速为： =55.36r/min 查表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i1=24二级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为i2=840，则总传动比合理范围为16160，故电动机转速的可选范围为： =（16160）55.36=855.768857.6 符合这一范围的同步转速有3000,1500,1000三种。由相关手册查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中。表1 电动机数据及总传动比方 案电动机型号额定功率电动机转速总传动比同步转速满载转速1Y132S2-57.53000290052.382Y132M-47.51500144026.013Y160M-67.5100097017.52方案1，2中电动机传动比比较大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。而方案3的电动机总传动比较合理，传动装置结构紧凑。敬综合考虑，选用方案3较好，即选定电动机的型号为Y160M-6.型号额定功率转速效率功率因素最大转矩启动转矩Y160M-67.5kw970r/min0.860.78cos2.02.0电动机轴直径40mm，长度110mm。3.整个传动系统运动和动力参数的选择与计算3.1传动装置所要求的总传动比为： 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比的乘积，即： 3.2分配传动装置传动比 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似，取故；= =3.3传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速： 轴： 970r/min 轴：= r/min 轴: nIII =nII/iII=r/min 卷筒轴: nIV=55.36r/min 2. 各轴的输入功率（kw） 轴：PI=Pd14=6.030.960.97=5.61kw轴：PII=PI23=5.610.980.97=5.33kw轴: PIII=PII23=5.330.980.97=5.07kw卷筒轴：PIV= PIII24=5.070.980.97=4.82kw 3各轴输入扭矩的计算 电动机轴的输出转矩为： =9550故，轴：TI=T014=59.370.960.97=55.28 轴：TII=TIiI32=55.280.980.974.95=260.12 轴: TIII= TIIiII32=52.550.980.973.54=176.86 卷筒轴：TIV=TIII24=44.960.980.97=47.49将各轴的运动和动力参数列于表2。 表2 各轴的运动和动力参数轴 号功 率转 矩T/(N.m)转 速传动比效率电动机轴7.5059.3797010.96轴5.6155.289704.950.98轴5.33260.12195.963.540.97轴5.07176.8655.3610.96卷筒轴4.8247.4955.364.传动零件的设计计算4.1高速级齿轮传动设计 4.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 (1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。(3)、材料选择。由相关教材知选择小齿轮材料为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。（4）、选用小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数=113.85，取Z2=114。齿数比为：4.1.2按齿面接触强度设计 由教材式（10-9a）进行计算，即： 、确定公式内的各计算数值 试选载荷系数。 计算小齿轮传递的转矩。 =9550527470.13 由教材表107 选取齿宽系数 由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 Mpa1/2。 由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa由教材式10-13计算应力循环次数。 =60 由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：(2)、计算计算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值。 =33.248 计算圆周速度. =1.69计算齿宽b。 b= =133.248=33.248 计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 计算载荷系数K根据v=1.69 m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.025；直齿轮，=1；由教材表10-2查得使用系数=1；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.4。由=10.221，=1.4，查教材图10-13得=1.34；故动载荷系数为：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得： 计算模数。 4.1.3、按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的各计算数值由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得： =303.57 =238.86 计算载荷系数。 查取齿形系数。 由教材表10-5查得 ； 查取应力校正系数。 由教材表10-5查得 ； 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法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=1.25mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=69.995 mm，算出小齿轮齿数 ， 取=28大齿轮齿数 Z2=284.95=138.6， 取Z2=1394.1.4.几何尺寸计算。 （1）计算分度圆直径： （2）计算中心距： a=(d1+d2)/2=(35+173.75)/2=104.375mm (3)计算齿轮宽度： 取， 5.结构设计 小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用实心结构。高速级齿轮传动的尺寸如表3所示。表3 高速级齿轮传动的尺寸名 称计 算 公 式结果模 数1.25压 力 角齿 数28139传 动 比4.95分度圆直径35173.75齿顶圆直径37.5176.25齿根圆直径31.875170.625中 心 距a104.375齿 宽40354.2低速级齿轮传动设计4.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 (1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。(3)、材料选择。由教材表10-1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。（4）、选用小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数=81.42，取Z2=82。齿数比为：4.2.2按齿面接触强度设计 由教材式（10-9a）进行计算，即： 、确定公式内的各计算数值 试选载荷系数。 计算小齿轮传递的转矩。 = 由教材表107 选取齿宽系数 由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 Mpa1/2。 由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa由教材式10-13计算应力循环次数。 =60 由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：(2)、计算计算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值。 =51.433计算圆周速度. =0.528 计算齿宽b。 b= =151.433=51.433 计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 计算载荷系数K根据v=0.528 m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.140；直齿轮，=1；由教材表10-2查得使用系数=1；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.420。由=10.223，=1.420，查教材图10-13得=1.47；故动载荷系数为：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得： 计算模数。4.2.3按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的各计算数值由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得： MPa=303.57 MPaMPa=238.86 MPa计算载荷系数。 查取齿形系数。 由教材表10-5查得 ； 查取应力校正系数。 由教材表10-5查得 ； 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法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=2 mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=55.336 mm，算出小齿轮齿数 ， 取=28大齿轮齿数 Z2=283.54=99.12， 取Z2=1004.2.4几何尺寸计算。 （1）计算分度圆直径： （2）计算中心距： a=(d1+d2)/2=(56+100/2=78mm (3)计算齿轮宽度： 取， 4.2.5结构设计 小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用腹板式结构。结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表4。低速级齿轮传动的尺寸如表5所示。表4 低速级大齿轮结构尺寸名 称结构尺寸经验计算公式结 果毂孔直径由中间轴设计而定d=d3245轮毂直径72轮毂宽度56腹板最大直径124板孔分布圆直径98板孔直径15腹板厚度14 表5 低速级齿轮传动的尺寸名 称计 算 公 式结果模 数2压 力 角齿 数28100传 动 比3.54分度圆直径56200齿顶圆直径60204齿根圆直径51195中 心 距a78齿 宽61565.轴的设计5.1轴的材料选择和最小直径根据工作条件，初选轴的材料为40钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%7%，两个键槽时，d增大10%15%。A0值由表153确定：高速轴A01=126,中间轴A02=120,低速轴A03=112。高速轴：，因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=15.102,取为整数=16。中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。低速轴：，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=27.141,取为联轴器的孔径， =30 。5.2轴的结构设计： 5.2.1高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定： ：最小直径，安装联轴器的外伸段，=。 ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈 密封），=20 mm。 ：滚动轴承处轴段，=25 mm ，滚动轴承选择7005C，其尺寸为。 ：过渡轴段，=30 mm. 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40,调质处理。：轴环，=30 mm. ：滚动轴承处轴段，=25 mm.。 （2）各轴段长度的确定： ：由联轴器的毂孔宽确定，=28 。 ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=50. ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=10. ：由装配关系，箱体结构等确定，=90。 ：由高速级齿轮宽度B1=40确定，=40。 ：取为=2。 ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=24。5.2.2中间轴的结构设计 中间轴的结构如图1所示。（1） 各轴段直径的确定： ：最小直径，滚动轴承处轴段，=，滚动轴承选取7005C, 其尺寸为。 ：轴环，=40 。 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40,调质处理。 ：轴环，根据齿轮等轴向定位要求，=40. ：高速级大齿轮轴段，=35。 ：滚动轴承处轴段，=25。 （2）各轴段长度的确定： ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=26 。 ：轴环宽度，=10. ：由低速级齿轮宽度B1=61确定，=61. ：轴环宽度，=10。 ：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，=32。 ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=30 。图 15.2.3低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定： ：滚动轴承处轴段，=40 mm，滚动轴承选取6008，尺寸为 ：低速级大齿轮轴段=45 mm。 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=55 mm ：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位要求，=50 mm. ：滚动轴承处轴段，=40mm。 ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=35 mm。 ：最小直径，安装联轴器的外伸段，=（2）各轴段长度的确定： ：由滚动轴承，套筒及装配关系等确定，=43 。 ：由低速级大齿轮的毂宽56 确定，=54. ：轴环宽度，=10. ：由装配关系，箱体结构等确定，=50。 ：由滚动轴承确定，=13。 ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=50 。 ：由联轴器的毂孔宽确定，取=58。6.轴的校核6.1中间轴的校核 6.1.1轴上力的作用点位置和支点跨距的确立： 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=140mm，低速级小齿轮的力作用点C到支点A距离L1=52mm，两齿轮的力作用点之间的距离L2=57mm，高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L3=31mm。6.1.2绘制轴的力学模型图 据分析做出轴的受力图，见图2a。 图2 轴的力学模型及转矩、弯矩图 a) 力学模型图 b) V面力学模型图 c) V面弯矩图 d) H面力学模型图 e) H面弯矩图 f) 合成弯矩图 g) 转矩图 h)当量弯矩图（二）计算轴上的作用力： 高速级大齿轮2： = 678.28N低速级大齿轮3：N =2064.82N （三）计算支反力： 1.垂直面支反力，见图2b。 由绕支点B的力矩和，得： =170.92*31-596.183*88= = 方向向下 同理，由由绕支点A的力矩和,得： = = 方向也向下 由轴上的合力，校核： =0 计算无误 6.1.2水平面支反力，见图2d。 由绕支点B的力矩和，得： =769.6*31+1638*88 = = 方向向下 同理，由由绕支点A的力矩和,得： = = 方向也向下 由轴上的合力，校核： =0 计算无误3、A点总支反力：B点总支反力： （四）绘转矩、弯矩图： 1、垂直面内的弯矩图，见图2C。 C处弯矩： D处弯矩： 2、水平面内的弯矩图，见图2e. C处弯矩： 3、合成弯矩图，见图2f。C处： =64812.952 N.mm =D处： =37535.338 N.mm 4、转矩图，见图2g。 5、当量弯矩图，见图2h。 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数。 C处： =70412.464 D处： =37535.338 （五）弯扭合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴承上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C的）的强度。 根据选定的轴的材料为40C，因此，故安全。同理，高速轴和低速轴径校核，合乎要求。 7.轴承的校核7.1高速轴滚动轴承的校核7.1.1滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取7005C，其基本参数查资7.1.2当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数。按教材表135，,故当量载荷P为，=184.862 N=603.49N3、验算轴承寿命： 因，故只需验算轴承2。轴承预期寿命与整机寿命相同，为： =80648.36272000h 故，所选轴承满足寿命要求。7.2中间轴滚动轴承的校核7.2.1滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由中间轴的结构设计，根据，选取7005C，其基本参数查资7.2.2当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数。按教材表135，,故当量载荷P为， =1246.403 N=1210.818N7.2.3验算轴承寿命： 因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为： =324616.737272000h 故，所选轴承满足寿命要求。7.3低速轴滚动轴承的校核7.3.1滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用深沟球球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取6008，其基本参数查资7.3.2当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数。按教材表135，,故当量载荷P为，=93.654 N=60.282N7.3.3验算轴承寿命： 因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为： 72000h 故，所选轴承满足寿命要求。8.键的选择与校核8.1高速轴上键：由高速轴的结构设计，选定：高速轴伸出段轴端处键槽为：，标记为：键，轴段d=16 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=2.5mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=29.929100=键连接强度足够8.2中间轴上键由中间轴的结构设计，选定：中间轴大齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=35 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=43.678100=键连接强度足够8.3中间轴上键由低速轴的结构设计，选定：低速轴大齿轮处键1为：，标记为：键；低速轴伸出轴处键2为：标记为：键;由于是同一根轴上的键槽，传递的转矩，所以只需要校核键1即可，齿轮轴段处d=45 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4.5 mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=25.613100=键连接强度足够9.联轴器的选择9.1高速轴（输入轴）根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.5，则=20.202N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准，选用LT3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为31.5，孔径d=16mm,L=42mm,L1=30mm,许用转速为6300r/min，故适用。标注：LT3联轴器。9.2低速轴（输出轴）根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.5，则=167.2702。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准，选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250N.m，孔径d=30 mm，L=82mm，L1=60 mm,许用转速为3800r/min，故适用。标注：LT3联轴器10.箱体及其附件设计和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗震性能，此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。机座和箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装拆与操作。 窥视孔、视孔盖：为了便于检查传动的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔尺寸应足够大，以便检查操作。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防止润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等