二级同轴式圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目二级同轴式圆柱齿轮减速器机械工程 学院_班设计者_ 指导教师_ 2011年07月06日目录课程设计任务书-11选择传动装置类型（方案）-12选择电动机-23计算总传动比和传动比分配-24计算传动装置的运动和动力-35传动零件设计-36装配结构草图绘制-87各轴强度校核-108轴承寿命校核-189键联接强度计算-2027课程设计任务书设计带式输送机传动装置1.带式运输机工作原理：2.已知条件：1）输送带工作拉力Fj=6.5kN； 2）输送带工作速度 Vj=2.2m/s；3）滚筒直径Dj400mm；4）输送带工作速度允许误差5；5）滚筒效率j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；7）使用折旧期：8年；8）工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度为35C；9）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；10）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；11）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3.设计数据： 输送带工作拉力Fj =6.5KN 输送带工作速度Vj=2.2m/s 滚筒直径Dj=400mm项目设计内容，步骤和说明结果一选择传动装置类型（方案）初拟方案，综合比较各项优缺点后确定一个方案作为设计方案。1展开式，如图1-1，展开式结构比较简单，应用最广；但齿轮相对于轴承非对称布置，受载时轴的弯曲变形会使载荷沿齿宽分布不均，故轴应具备足够大的刚度。图1-12分流式，如图1-2，齿轮相对于轴承对称布置，载荷沿齿宽分布较均匀，受载情况较好，适于重载或变载荷的场合。其结构比较复杂。图1-23同轴式，如图1-3所示，同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承支座，使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂。图1-3传动方案定为方案3：二级同轴式圆柱齿轮减速器二选择电动机1.查表确定各部分装置的效率：滚动轴承传动效率（一对）1=0.99，圆柱齿轮传动效率2=0.99，联轴器传动效率3=0.99，搅油效率4=0.99，传动滚筒效率j=0.96=14223242j=0.9940.9920.9920.9920.96=0.87Pw=FjVj/1000 Fj=6.5KN Vj=2.2m/sPw=65002.2/1000=14.3KNPcd=Pw/Pcd= 14.3/0.87=16.4KW2.根据Pcd查资料选电动机（Y系列三相异步电动机）得Pd=18.5KW nm=1470r/minY180M-4Pd=18.5KW nm=1470r/min三计算总传动比和传动比分配1.滚筒转速nj=100060Vj/Dj=1000602.2/400=105r/min，总传动比i=nm/nj=1470/105=142.分配传动装置各级传动比：取i1=4，i2=3.5（实际传动比待确定齿轮齿数或标准带轮直径后准确计算，允许误差（）i=14i1=4i2=3.5四计算传动装置的运动和动力1.各轴转速确定:n1=nm=1470r/minn2=n1/i1=1470/4=367.5r/minn3=n2/i2=367.5/3.5=105r/min2.各轴功率计算（）:P0=Pd=18.5KWP1=P001=18.50.992=18.13KWP2=P112=18.130.992=17.77KWP3=P223=17.770.993=17.24KWP4=P334=17.240.990.96=16.4KW3.各轴的转矩计算:Td=9550Pd/nm=955018.5/1470=120.19NM T1=9550P1/n1=955018.13/1470=117.78NMT2=9550P2/n2=955017.77/367.5=461.78NMT3=9550P3/n3=955017.24/105=1568NMT4=9550P4/n4=955016.4/105=1491.62NMn1= 1470r/minn2= 367.5r/minn3= 105r/minP0=18.5KWP1= 18.13KW P2= 17.77KW P3= 17.24KWP4=16.4KWTd=120.19NMT1=117.78NMT2=461.78NMT3=1568NMT4=1491.62NM五.传动零件设计第一级传动1.选择材料选用直齿齿轮传动;根据机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS;精度等级选用7级精度;试选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=424=962.制定热处理工艺小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度。3.按齿面接触强度设计按式（109a）进行试算，即(1)确定公式内的各计算数值a.试选载荷系数Kt1.3b.计算小齿轮传递的转矩c.由表107选取尺宽系数d1d.由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 e.由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限f.由式（1013）计算应力循环次数N160n1jLh6014701（283008）3.387109N2N1/43.387109/4=0.847109g.由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95h.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）得取(2)计算a.试算小齿轮分度圆直径d1tb.计算圆周速度vvult=蟺d1tn160脳1000=蟺脳68.06脳147060脳1000=5.24m/sc.计算齿宽b及模数mtb=dd1t=168.06mm=68.06mmmt=d1t/z1=68.06/24=2.84齿高h=2.25mt=2.252.84mm=6.38mmb/h=68.06/6.38=10.67d.计算载荷系数根据v=5.24m/s，7级精度，由图108查得动载系数KV=1.15；直齿轮已知载荷平稳，所以取KA=1由表104，用插值法查得7级精度，小齿轮对称布置时，查的由b/h=10.67，查图10-13，得故载荷系数=11.1511.426=1.64e.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得f.计算模数m4.按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为(1)确定计算参数a.由图1020c查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯由疲劳极限b.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.90c.计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S1.4，由式（1012）得d.计算载荷系数 e.查取齿型系数和应力校正系数由表105查得 ; ; f.计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大(2)设计计算取标准值m=2.5mm按接触强度算得分度圆直径d1=73.54mm算出小齿轮齿数大齿轮齿数5.计算中心距(1)计算分度圆直径d1=Z1m=302.5=75mm d2=Z2m=1202.5=300mm(2)计算中心距a=(d1+d2)/2=187.5mm(3)计算齿轮宽度b=dd1=75mm取B2=75mm B1=80mm第二级传动1.选择材料选用斜齿齿轮传动;选择小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS;精度等级选用7级精度;试选小齿轮齿数Z3=24，大齿轮齿数Z4=3.524=84初选螺旋角=142.制定热处理工艺小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度。3.按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即(1)确定公式内各数值a.试选Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得,d.许用接触应力其余参数与一级传动相同(2)计算a.试算小齿轮分度圆直径b.计算圆周速度vult=蟺d3tn260脳1000=蟺脳98.55脳367.560000=1.90m/sc.计算尺宽b及模数mntd.计算纵向重合度e.计算载荷系数K由v=1.90m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08;由表 10-4查得KH=1.431由图10-13查得KF=1.35由图10-3查得KH=KF=1.4f.按实际载荷校正所算的分度圆直径g.计算模数4.按齿根弯曲强度设计(1).确定计算参数a.计算载荷系数b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数d.查取齿形系数,应力校正系数由表10-5查得 e.计算并比较大齿轮的数值大(2)设计计算取标准值m=3按接触强度算得分度圆直径d3=108.92mm算出小齿轮齿数大齿轮齿数5.几何尺寸计算(1)计算中心距a=（z1+z2）m/2cos=242.71mm=243mm(2)=arcos(z1+z2)m/2a=14.27(3)计算分度圆直径d3=Z3m/cos=353/cos14=108.21mm d4=Z4m=1223/cos14=377.2mm(4)计算齿轮宽度b=dd3=108.21mm取B4=110mm B3=115mm6.调整中心距调整Z1=40，Z2=160,Z3=36,Z4=126,=13.59齿轮传动主要参数名称高速级低速级Z1Z2Z3Z4材料40Cr调质45钢调质40Cr调质45钢调质齿数4016036126模数2.52.533分度圆直径d100400110390齿宽b105 100115110压力角n20202020精度等级7777结构形式实心式腹板式实心式腹板式中心距250250传动比43.5Z1=24Z2=96Kt=1.3T1=117783Nmmd1ZE=189.8MPa1/2N13.387109N20.847109KHN10.90KHN20.95vult=5.24m/sb=68.06mmmt=2.84h=6.38mmb/h=10.67KA=1K=1.64mult=3.06mmKFN10.85KFN20.90m=2.5d1= 75mmd2= 300mma=187.5mmB2=75mm B1=80mmZ3=24Z4=84=14Kt=1.6ZH=2.433vult=1.90m/sKv=1.08KH=1.431KF=1.35KH=KF=1.4m=3a=243mm=14.27d3=108.21mmd4=377.2mmB4=110mm B3=115mm六.装配结构草图绘制1.轴的结构设计(1)高速轴a.选材，选45号钢，调质b.确定最小直径由式15-2初步估算轴的最小直径，由表15-3，取A0=112，得 最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应，需选联轴器。由于转速高，此处选弹性柱销联轴器。联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1，考虑转动平稳，取KA=1.3,则按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩条件，并考虑到联轴器另一端与电动机相连，查手册选LX3型联轴器，轴孔直径d=32mm,轴孔长度L=60mm,最小直径取32mmc.确定各段直径及长度L1处需与联轴器孔径相连，有定位要求，故L1应略小于联轴器轴孔长度，取L1=55mm，d1=32mm；d2应高于d1用于定位，取d2=35mm；考虑到箱体的安装，取L2=35mm；L3段与轴承相连，选择轴承。选圆锥滚子轴承，查手册选30208型，d=40mm，D=80mm，B=18mm，取d3=40mm，考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取L3=35mm；L4段此处轴肩无定位要求，取d4=45mm，因为齿轮1宽105mm，故取L4=100mm；L5段要定位齿轮，故取d5=50mm，L5=5mm；L6段定位轴承，故取d6=48mm，L6=10mm；L7段与轴承配合，取d7=40mm，L7=18mm。(2)低速轴a.选材，45号钢，调质b.确定最小直径由式15-2初步估算轴的最小直径，由表15-3，取A0=112，得最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应，需选联轴器。由于转速低，传递转矩大，此处选凸缘联轴器。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1，考虑转动平稳，取KA=1.3,则Tca=KAT1=1.3脳1568=2038.4N鈭檓按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩条件，并考虑到联轴器另一端与电动机相连，查手册选GY8型联轴器，轴孔直径d=63mm,轴孔长度L=107mm,最小直径取63mmc.确定各段直径及长度L1处需与联轴器孔径相连，有定位要求，故L1应略小于联轴器轴孔长度，取L1=100mm，d1=63mm；d2应高于d1用于定位，取d2=65mm；考虑到箱体的安装，取L2=30mm；L3段与轴承相连，选择轴承。因为配合齿轮为斜齿轮，故选圆锥滚子轴承，查手册选30241型，d=70mm，D=125mm，T=26.5,B=24mm，C=21,damin=79mm,dbmax=81mm,Damin=110mm,Damax=116mm取d3=70mm，考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取L3=49mm；L4段此处轴肩无定位要求，取d4=75mm，因为齿轮1宽110mm，故取L4=105mm；L5段要定位齿轮，故取d5=82mm，L5=5mm；L6段定位轴承，故取d6=80mm，L6=15mm；L7段与轴承配合，取d7=70mm，L7=24mm。(3)中间轴a.选材，45号钢，调质b.确定最小直径由式15-2初步估算轴的最小直径，由表15-3，取A0=112，得最小直径处与轴承相连，需选轴承。因为有斜齿轮，选择圆锥滚子轴承，查手册为30290型。d=45mm,D=85mm,T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,damin=52mm, damax=53mm，Damin=74mm,Damax=78mm取d1=45mmc.确定各段直径及长度d1=45mm，考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取L1=42mm。L2段定位齿轮2，此处轴肩无定位要求，故取d2=50mm，因为齿轮2宽度为100mm，故取L2=95mm。L3由高速轴和低速轴决定，取两轴间隙6mm，L3=5+10+15+6+5+15+24 =80mm，L3段要定位齿轮，取d3=55mm。L4段无定位要求，故取d4=50mm，因为L4由齿轮3宽度决定，取L4=110mm。L5与轴承配合，考虑箱体与齿轮距离，取L5=42mm，d5=45mm。高速轴d1=32mm L1=55mmd2=35mm L2=35mmd3=40mm L3=35mmd4=45mm L4=100mmd5=50mm L5=5mmd6=48mm L6=10mmd7=40mm L7=18mm低速轴d1=63mm L1=100mmd2=65mm L2=30mmd3=70mm L3=49mmd4=75mm L4=105mmd5=82mm L5=5mmd6=80mm L6=15mmd7=70mm L7=24mm中间轴d1=45mm L1=42mmd2=50mm L2=95mmd3=55mm L3=80mmd4=50mm L4=110mmd5=45mm L5=42mm七.各轴强度校核1.高速轴按弯扭合成强度条件校核(1).做出轴的简图、弯矩图及扭矩图a.直齿轮受力Ft=2T1/d1=2*117780/100=2355.6NFr=Fttan=2355.6*tan20=857.34Nb.求得支反力Fh1=Ft*75/185=954.97NFh2=Ft*110/185=1400.63NFv1=Fr*75/185=347.58NFv2=Fr*110/185=509.79Nc.计算T1=117780N.mmMh=110*Fh1=105046.7N.mmMv=110*Fv1=38233.8N.mm(2)校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为a.检验齿轮宽度中点处查表15-4，查表15-1,45钢调质，扭转切应力为静应力，取所以齿轮中点处安全b.检验直径最小处查表15-4，查表15-1,45钢调质，扭转切应力为静应力，取所以直径最小处安全经检验，高速轴安全2.低速轴按弯扭合成强度条件校核(1).做出轴的简图、弯矩图及扭矩图a.直齿轮受力Ft=2T3/d4=2*1568000/390=8041.03NFr=Fttan/cos=8041.03*tan20/cos13.59=3011NFa=Fttan=1943.84Nb.求得支反力Fh1=Ft/2=4020.52NFh2=Ft/2=4020.52NFa1=Fa=1943.84N 由图得,由图得,c.计算T3=1568000N.mmMh=80.25*Fh1=322646.73N.mmMv1=80.25*Fv1=310340.39N.mm Mv2=80.25*Fv2=68707.64N.mm(2)校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为a.检验齿轮宽度中点处查表15-4，查表15-1,45钢调质，扭转切应力为静应力，取所以齿轮中点处安全b.检验直径最小处查表15-4，查表15-1,45钢调质，扭转切应力为静应力，取所以直径最小处安全经检验，低速轴安全3.中间轴按弯扭合成强度条件和疲劳强度条件校核按弯扭合成强度条件校核(1).做出轴的简图、弯矩图及扭矩图a.直齿轮受力Ft1=2T2/d2=2*461780/400=2308.9NFr1=Ft1tan/cos=840.37N斜齿轮受力Ft2=2T2/d3=2*461780/110=8396NFr2=Ft2tan/cos=8396*tan20/cos13.59=3143.92NFa=Ft2tan=8396*tan13.59=2029.66Nb.求得支反力Fh1=163.20NFh2=5923.90NFa1=Fa=2029.66N Fv1=1729.63NFv2=2254.66Nc.计算T2=461780N.mmMh1=72.75*Fh1=11872.8N.mmMh12=72.75*Fh2=475391.55N.mmMv1=72.75*Fv1=125830.58N.mm Mv2=260.25*Fv1-187.5*Fr1=292566.83N.mmMv3=80.25*Fv2=180936.47N.mm(2)校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为a.检验齿轮2宽度中点处查表15-4，查表15-1,45钢调质，扭转切应力为静应力，取所以齿轮2中点处安全b.检验齿轮3宽度中点处查表15-4，查表15-1,45钢调质，扭转切应力为静应力，取所以齿轮3中点处安全按疲劳强度条件校核(1)判断危险截面从应力集中看，截面L3-L4，L4-L5处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载看，齿轮中点处应力最大。截面L3-L4的应力集中影响和截面L4-L5相近，但截面L4-L5处无扭矩，故只需校核截面L3-L4左右两侧即可。(2)截面右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.150312500mm3抗扭截面系数Wt=0.2d3=0.2503=25000mm3截面右侧Mv=Fv1*202.75-Fr1*130=241434.38 N.mm MH=-Fh1*202.75-Ft1*130=-333245.8N.mm弯矩为截面右侧扭矩T=461780N.mm截面上的弯曲应力=32.92MPa截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，,.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,经插值后可查得=2.0，=1.31又由附表3-1可得轴的材料的敏性系数为=0.82,故有效应力集中系数按式（附表3-4）为=1+0.82（2.0-ult1）=1.82=1+0.85（1.31）=1.26由附图3-2的尺寸系数=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.82轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 又由3-1及3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1，取于是，计算安全系数值，按（15-6）（15-8）得故可知其安全(3)截面左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.155316637.5mm3抗扭截面系数Wt=0.2d3=0.2553=33275mm3截面右侧的弯矩M为M=411513.45N.mm截面上的扭矩T为 T2=461780N.mm截面上的弯曲应力=24.73MPa截面上的扭转切应力过盈配合处的,由附表3-8用插值法求出，并取=0.8 =0.83.16=2.53轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1，取于是，计算安全系数值，按（15-6）（15-8）得故可知其安全经检验，中间轴安全Ft=2355.6NFr=857.34NFh1=954.97NFh2=1400.63NFv1=347.58NFv2=509.79NT1=117780N.mmMh=105046.7N.mmMv=38233.8N.mmW=9112.5mm3W=3276.8mm3高速轴安全Ft=8041.03NFr=3011NFa=1943.84NFh1=4020.52NFh2=4020.52NFa1=1943.84NT3=1568000N.mmMh=322646.73N.mmMv1=310340.39N.mm Mv2=68707.64N.mmW=42187.5mm3W=25004.7mm3低速轴安全Ft1=2308.9NFr1=840.37NFt2=8396NFr2=3143.92NFa=2029.66NFh1=163.20NFh2=5923.90NFa1=2029.66N Fv1=1729.63NFv2=2254.66NT2=461780N.mmMh1=11872.8N.mmMh12=475391.55N.mmMv1=125830.58N.mm Mv2=292566.83N.mmMv3=180936.47N.mmW=12500mm3W=12500mm3W=12500mm3Wt=25000mm3Mv=241434.38 N.mm MH=-333245.8N.mmT=461780N.mm，=0.82=0.92W=16637.5mm3Wt=33275mm3M=411513.45N.mmT2=461780N.mm =2.530.92=0.1中间轴安全八.轴承寿命校核1.高速轴轴承寿命校核高速轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承，型号为30208主要参数如下：D=80mm;B=18mm;d=40mm基本额定动载荷 C =63 kN极限转速 Vmax=6300 r / min齿轮1上的作用力：圆周力径向力由之前轴部分计算知Fv1=347.58N Fv2=509.79NFh1=954.97N Fh2=1400.63N轴承上的径向力Fr1= Fr2=Fs1=eFr1=0.37*1016.26=376.02NFs2=eFr2=0.37*1490.52=551.49N因为Fa+Fs2Fs1,所以Fa1=551.49N,Fa2=551.49N轴承1 0.37查机械手册得Pr=0.4Fr+1.6Fa=0.4*1016.26+1.6*551.49=1288.88N轴承2 0.37查机械手册得Pr=Fr=1490.52N计算寿命额定寿命Lh=38400h设计的轴承满足要求的。2.低速轴轴承寿命校核低速轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承，型号为30214，主要参数如下：D=125mm;B=24mm;d=70mm基本额定动载荷 C =132kN极限转速 Vmax=3800 r / min齿轮4上的作用力：圆周力径向力轴向力轴承上的径向力FR1= FR2=Fs1=Fr1/2Y=5578.49/2*1.4=1992.32NFs2=Fr2/2Y=4110.67/2*1.4=1468.10N因为Fs1+FaFs2,所以Fa2=Fs1+Fa=3936.16N Fa1=Fs1=1992.32N轴承1 0.350.42查机械手册得Pr=Fr=5578.49N轴承2 0.950.42查机械手册得Pr=0.4Fr+1.4Fa=0.4*4110.67+1.4*3936.16=7154.89N计算寿命额定寿命Lh=38400h所以设计的轴承满足要求的。中间轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承，型号为30209，主要参数如下：D=85mm;B=19mm;d=45mm基本额定动载荷 C =67