机械设计课程设计-展开式二级减速器.doc

课程设计（论文） 题 目: 展开式二级减速器 专业班级： 姓 名 ： 学 号 ： 指导老师： 教研室主任 ： 评 阅 人 ： 2014 年 03 月 15 日目 录一、 设计任务书 1 二、 传动方案的拟定及说明 2三、 电动机的选择以及传动比的分配 3四、 计算传动装置的运动和动力参数 5五、 传动件的设计计算 7六、 轴的设计计算 19 七、 滚动轴承的选择及计算 26八、 键连接的选择及及校核计算 27九、 减速器附件的选择和箱体的设计 29 十、 润滑设计 33十一、设计小结 34 十二、参考文献 36 十三、附件（设计题目） 37 设计计算及说明结果一、设计任务书1. 设计题目 设计一展开式二级圆柱齿轮减速器2. 原始数据 数据见附件3. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算；(2) 齿轮传动设计计算；(3) 轴的设计；(4) 滚动轴承的选择；(5) 键和联轴器的选择与校核；(6) 装配图、零件图的绘制；(7) 设计计算说明书的编写。4. 设计任务 （1）减速器总装配图1张； （2）齿轮、轴零件图各一张； （3）设计计算说明书一份。设计计算及说明结果二、传动方案的拟定及说明机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置的设计对整台及其的性能和尺寸重量和成本都由很大影响，因此应当合理的拟定传动方案。根据老师所给题目，我们选定以下的传动方案：1-电动机；2-联轴器；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带；7-开式齿轮设计计算及说明结果三、电动机的选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件一般选用Y系列三相异步电动机，电压为380V。3.2 选择电动机的容量 工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=10000N，V=0.6。则有： P=6KW 从电动机到工作机输送带之间的总效率为 式中，分别为联轴器效率, 滚动轴承效率，滑动轴承效率，闭式齿轮传动效率，开式齿轮传动效率。据机械设计手册知=0.99，=0.99，=0.96，=0.97，=0.95，则有： 所以电动机所需的工作功率为： P=7.426KW 取P=7.5KW3.3 确定电动机的转速 工作机卷筒的转速为 n=经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i35，电动机转速的可选范围为： （9125）32.74294.664092.5r/min P=6KW 设计计算及说明结果按电动机的额定功率P，要满足PP以及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Y132M4的三相异步电动机，额定功率P为7.5kw，满载转速1440 r/min，同步转速1500 r/min。表2.1 电动机的技术参数方案电动机型号额定功率P/kw额定转速（r/min）同步转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩1Y132M-47.5144015002.22.33.4总传动比及其分配 (1)计算总传动比 (2)分配传动比对于展开式圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动比可按下列方法分配： 故取： 所以： 设计计算及说明结果4、 计算传动装置的运动和动力参数4.1 各轴转速轴的转速 =1440 r/min轴的转速 =1440/3.986361.264 r/min轴的转速 =/=361.264/3.322=108.749 r/min轴IV的转速 =108.749 r/min 轴V的转速 =108.749/3.322=32.74 r/min=n4.2 各轴输入功率P（kw）轴的输入功率 7.4260.997.352 kW轴的输入功率 7.351740.990.97 7.060 kW轴的输入功率 7.05990.990.97 6.780 kW轴的输入功率 =6.77960.990.99 6.645 kW轴V的输入功率 =6.64470.990.95 =6.250 kW4.2 各轴输入转矩 （ Nm）转矩公式： 9550P/ Nm电动机轴的输出转矩 9550 95507.426/144049.249 Nm15设计计算及说明结果轴的输入转矩 955095507.352、144048.756 Nm轴的输入转矩 955095507.060/361.264186.628 Nm轴的输入转矩 955095506.780/108.749595.363 Nm轴的输入转矩 955095506.645/108.749583.517 Nm轴V的输入转矩 955095506.250/32.74=1822.872 Nm 轴 参数 电机轴 轴 轴 轴轴轴V功率P/KW7.4267.3527.0606.7806.6456.250转矩T/（Nm）49.24948.756186.628595.363585.5171822.872转速n/（r/min264108.749108.74932.74传动比i3.9863.3223.322表2.3传动和动力参数结果 设计计算及说明结果5、 传动件的设计计算5.1高速级考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588)。（2） 材料选择。由表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。（3） 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2Z1i2243.98695.664，取Z296。（4） 初选螺旋角14o。5.1.1 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21）进行计算，即 （1）确定公式内的各计算数值 试选=1.6。 小齿轮传动的转矩为 查表10-7选取齿宽系数1。 查表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。 计算应力循环次数。 60nj 6014401（2830015） 由图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.88；KHN20.94。查图10-30选取区域系数Z=2.433 。 由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.78 ，0.88。则+1.66。 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:设计计算及说明结果 =0.88600528 0.94550517则许用接触应力为：522.5（2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得 45.12 mm计算圆周速度。3.40m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b45.12 mm计算摸数m=1.82 mm计算齿宽与高之比。 齿高 h2.25 2.251.824.095 11.02 计算纵向重合度=0.318=1.903 计算载荷系数K。已知使用系数=1，根据3.40 m/s，7级精度, 由图10-8查得动载系数K1.12；由表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，K1.418；由11.02，K1.423查图10-13得 K1.34；由表10-3 得: K1.2。故载荷系数K KK K 11.121.21.4181.906 设计计算及说明结果按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 dd45.1247.83 计算模数1.93 mm5.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1）确定计算参数 计算载荷系数。K K K11.121.41.342.10 根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数。26.27105.09查取齿形系数和应力校正系数。查课本表10-5得齿形系数2.592；2.176。 应力校正系数1.596；1.794。查图10-20c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10-18得弯曲疲劳寿命系数K0.83；K0.87。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 计算接触疲劳许用应力。296.43 MPa 236.14 MPa 设计计算及说明结果计算大小齿轮的 并加以比较。0.013960.01653大齿轮的数值大，故选用。（2） 设计计算 1.43 mm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m1.5 mm，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d57来计算应有的齿数.于是由:z36.89 取z37那么zuz13.98637147.482, 取147 5.1.3 几何尺寸计算（1） 计算中心距 a142.22 将中心距圆整为142。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d57.11 d226.89 （4）计算齿轮宽度B157.1157.11 mm圆整后取60 mm；65 mm。 设计计算及说明结果5.2低速级5.2.1 按齿面接触强度设计考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588)。（2） 材料选择。由表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。（3） 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2Z1i2243.32279.728，取Z280。（4） 初选螺旋角14o。由设计计算公式（10-21）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选=1.6。 小齿轮传动的转矩为 查表10-7选取齿宽系数1。 查表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。 计算应力循环次数。 60nj 60361.241（2830015） 由图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.94；KHN20.97。查图10-30选取区域系数Z=2.433 。 由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.78 ，0.88。则+1.66。 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:=0.94600564 设计计算及说明结果 0.97550533.5则许用接触应力为：548.75（2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得 69.21 mm计算圆周速度。1.31m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b69.21 mm计算摸数m=2.80 mm计算齿宽与高之比。 齿高 h2.25 2.252.806.30 11.00 计算纵向重合度=0.318=1.903 计算载荷系数K。已知使用系数=1，根据1.31 m/s，7级精度, 由图10-8查得动载系数K1.06；由表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，K1.424；由11.00，K1.424查图10-13得 K1.35；由表10-3 得: K1.2。故载荷系数K KK K 11.061.21.4241.81 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 设计计算及说明结果dd69.2172.11 计算模数2.915 mm5.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 （1）确定计算参数 计算载荷系数。K K K11.061.21.351.7172 根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数。26.2787.57查取齿形系数和应力校正系数。查表10-5得齿形系数2.592；2.22。 应力校正系数1.596；1.77。查图10-20c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10-18得弯曲疲劳寿命系数K0.87；K0.90。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 计算接触疲劳许用应力。310.71 MPa 244.29 MPa 设计计算及说明结果计算大小齿轮的 并加以比较。0.013310.01608大齿轮的数值大，故选用。（3） 设计计算 2.07 mm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m2.5 mm，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d72.11来计算应有的齿数.于是由:z27.98 取z28那么zuz13.3222893.016, 取93 5.2.3 几何尺寸计算（2） 计算中心距 a155.88 将中心距圆整为156。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d72.20 d239.81 （4）计算齿轮宽度B172.2072.20 mm 圆整后取75 mm；80 mm。 设计计算及说明结果5.3低速级考虑开式齿轮传动的力矩比较大，故选用选用硬齿面渐开线直齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用6级精度（GB 1009588)。（2） 材料选择。由表10-1选择大、小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855 HRC。（3）选小齿轮齿数19，大齿轮齿数Z2Z1i2193.32263.118，取Z263。5.3.1按齿面接触强度设计 由设计公式：2.32（1）确定公式内的各计算数值试选Kt1.3小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d0.4由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa； 由式1013计算应力循环次数60nj 60108.7491（2830015） 图1019查得接触疲劳寿命系数由1图1019查得接触 疲劳寿命系数:0.97；0.98 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 0.971100MPa1067MPa 0.981100MPa1078MPa 设计计算及说明结果（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=99.16mm计算圆周速度v=0.565m/s计算齿宽bb=d=0.499.16mm=39.664 mm计算齿宽与齿高之比模数 =5.219mm齿高 h=2.25m=2.255.219mm=11.74mmb/h=39.664/11.74=3.38计算载荷系数。 根据v=0.524m/s,6级精度，由图108查得动载系数=1.02； 直齿轮=1 由表10-2查得使用系数=1 由表104查得7级精度小齿轮相对支撑对称布置时 =1.143 由b/h=10.98，=1.143, 查表1013查得 =1.096 故载荷系数K KK K 11.0211.1431.166设计计算及说明结果 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=95.63mm计算模数m m=mm=5.03mm5.3.2按齿根弯曲强度设计由式(105) m（1）确定公式内的计算数值由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限=620Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度=620MPa由10-18查得弯曲寿命系数=0.90 ; =0.96计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见表10-12得=（）/S=398.57Mpa=（）/S=425.14Mpa计算载荷系数=11.0211.096=1.118查取应力校正系数由表105查得 =2.85；=2.234。查取齿形系数 由表105查得； =1.756。计算大、小齿轮的并加以比较=0.01101 设计计算及说明结果=0.00923 大齿轮的数值大。(2)设计计算 =4.63 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m5 mm，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d95.63来计算应有的齿数.于是由: =/m=95.63/5=19.126 取=19大齿轮齿数： = =3.32219=63.118 取=635.3.3几何尺寸计算(1)计算大、小齿轮的分度圆直径 =mm =mm(2)计算中心距 a=(+)/2=205mm(3)计算齿轮宽度 b=d=mm =40mm，=45mm 设计计算及说明结果6、 轴的设计计算6.1高速轴设计：（1）材料：选用40Cr号钢调质处理，查表15-3取=40Mpa，A=110（2）各轴段直径的确定由，P=7.352kw,n=1440r/min,则 右边第一段与联轴器连接，要与电动机轴径相近，因为选用Y132M-4电动机，电动机的轴径为38mm，所以； 右边第二段其左端用轴端定位，其右端轴肩高（0.07-0.1），取4mm，则 ； 右边第三段，第七段装滚动轴承，初选7209C，则，； 三段右端，七段左端用轴肩定位，查表得，； 第四段是齿轮轴，取，其右端用轴肩定位。设计计算及说明结果（2）各轴段直径的确定 由联轴器的长度，齿轮距箱体内壁的距离，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，7209C轴承的宽度以及其他要求，所以初取，。 综上所述：该轴的长度L=356.5m（3）校核该轴 , 作用在齿轮上的圆周力为： 求水平面的支承反力： 求垂直面的支承反力： 由 得 绘制水平面弯矩图 绘制垂直面弯矩图 求合成弯矩图： 设计计算及说明结果 考虑最不利的情况，把直接相加 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ） 算危险截面处轴的抗弯系数 计算危险截面处轴的应力 因为材料选择40Cr调质，查表15-1得许用弯曲应力 ，则： 所以该轴是安全的。(4) 弯矩及轴的受力分析图如：设计计算及说明结果6.2中间轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表15-3取=40Mpa，A=110（2）各轴段直径的确定： 由, p=7.060kw,n=361.264r/min 则, 段要装配轴承，选用7211C轴承，为了使减速器拆装方便，所以中间轴要比高速轴大，所以，； ，段是轴肩，对轴承起固定作用，轴肩处的直径差可取610mm，所以取，； 装配低速级小齿轮且为齿轮轴，； 段是高速级大齿轮，长度比齿轮宽度略短，取，。 段上装套筒和轴承，所以 ， 取齿轮距箱体内壁距离为：12mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：5mm。 设计计算及说明结果 故该轴总长为：L=232mm。 6.3低速轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=112（2）各轴段直径的确定： 由, p=6.780kw,n=108.749r/min 则, 右边第一段装配轴承及套筒，取， 右边第二段其长度比所装齿轮宽度略短，则 右边第三段起轴肩作用,故取, 右边第四段装配轴承，取， 右边第五段对联轴器起定位作用，故取, 右边第六段装联轴器，查表得， （3）校核该轴 , 作用在齿轮上的圆周力为： 设计计算及说明结果 求水平面的支承反力： 求垂直面的支承反力： 由得 绘制水平面弯矩图 绘制垂直面弯矩图 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把直接相加 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数） 设计计算及说明结果算危险截面处轴的抗弯系数 计算危险截面处轴的应力 因为材料选择45调质，查表15-1得许用弯曲应力，则： 所以该轴是安全的。(5) 弯矩及轴的受力分析图如： 设计计算及说明结果7、 滚动轴承的选择及计算 验算低速级的滚动轴承（1）已知 两轴承径向力: 取较大值轴向力：可查得,，所以由插值法可得e=0.44 （2） 由表13-5可查得， 由表13-6，=1.01.2，取=1.1。 初步计算当量动载荷P，根据P= 所以 计算轴承7213C的寿命：已知轴承的额定动载荷C=53.8KN 轴承的预期寿命 故可以选用。 设计计算及说明结果8、 键连接的选择及及校核计算选择A型普通键 =100120选择C型普通键 =1001208.1高速轴上键的设计与校核(1)与联轴器联接的键 由d=38mm，查表选 bh=108， 取L =45mm则工作长度 l=L-b=35 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhL=10845 8.2中间轴上键的设计与校核(1) 与大齿轮联接的键 已知d=58，取bh=1610 L=45 则L=L-b=29 k=0.5h=5 所以所选键为:bhL=1610458.3低速轴上键的设计与校核(1)与齿轮联接的键 已知=63mm，取bh=1811， L=56 则l=L-b=38, k=0.5h=5.5 根据挤压强度条件，键的校核为： 所以所选键为:bhL=181156(2) 与联轴器联接的键 已知=50mm，取bh=149 L=63 则l=L-b/2=49, k=0.5h=4.5 根据挤压强度条件，键的校核为： 所以所选键为:bhL=201290 设计计算及说明结果9、 减速器附件的选择和箱体的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用球墨铸铁QT40018，布氏硬度。9.1铸造减速箱体主要结构尺寸表:名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚10mm箱盖壁厚10mm箱盖凸缘厚度15mm箱座凸缘厚度135mm箱座底凸缘厚度25mm地脚螺钉直径20mm地脚螺钉数目a30-5040mm箱底至箱底内壁的距离20mm减速器中心高H280mm箱盖箱座肋厚m=8.5mm轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离 9.2各部位附属零件的设计1 、观察孔及观察孔盖的选择与设计：观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表6表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和 视孔用于检查传动件工作情况，还可用设计计算及说明结果来注入润滑油。 2 、 油面指示装置设计：油面指示装置采用油标指示。 3 、通气器的选择：通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表6表15-6选 型通气帽。 通气塞4 、放油孔及螺塞的设计：放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表6表15-7选型外六角螺塞。5 、起吊环的设计： 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。6、 起盖螺钉的选择： 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。设计计算及说明结果 起盖螺钉7 、定位销选择： 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。定位销 设计计算及说明结果10、 润滑设计 传动零件的润滑采用浸油润滑。 滚动轴承的润滑采用脂润滑 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，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。 设计计算及说明结果十一、设计小结 这次关于两级斜齿轮减速器的课程设计可以说是我步入大学以来真正意义上的一次课程设计。通过一个星期的设