二级斜齿减速器课程设计714.5%0.45%400%140%165.docx
二级斜齿减速器课程设计714.5%0.45%400%140%165
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计714.5%0.45%400%140%165,减速器课程设计
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机械设计课程设计计算说明书 华中科技大学 机械学院机制 0703 题目 : 双级展开式圆柱齿轮减速器 专业 : 机械设计制造及其自动化 姓名 : 叶健 学号 : U200710671 指导教师 : 陈永府 nts目 录 目录 第一部分 设计任务书 . 3 第二部分 减速器的总体方案设计 . 3 一、传动方案设计 . 3 二、选择电动机 . 4 三、计算总传动比和分配传动比 . 4 四、传动装置的运动和动力参数的计算 . 4 第三部分 传动零件的参数设计和轴系零部件的初步选择 . 6 一、 减速器外部传动 滚子链传动的参数设计 . 6 二、减速器内部传动 齿轮传动的参数设计 . 7 三、初算轴的直径 . 12 四、选择联轴器 . 12 五、选择滚动轴承 . 13 第四部分减速器装配图设计 . 14 一、轴的结构设计 . 14 二、轴、滚动轴承及键联接的校核计算 . 15 四、润滑密封设计 . 26 第五部分 设计总结 . 27 第六部分参考文献 . 27 nts计算与说明 主要结果 第一部分 设计任务书 1、设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。 设计数据及工作条件： F=4500N; V=0.45m/s; D=400mm； i= 4%； 生产规模：中小批量； 工作环境：多尘； 载荷特性：轻振； 工作期限： 8年，两班制。 设计注意事项： 1.设计由减速器或者其他机械传动装配图 1张 零件图 2张，及设计计算说明书一份组成 ; 2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写 ; 3设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。 第二部分 减速器的总体方案设计 一、传动方案设计 根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为 min/49.21min/)400*14.3/(45.0*1000*60)/(1000*60rrDvn w 若选用同步转速为 1500r/min 或 1000r/min 的电动机，则估算出传动装置的传动比 i 约为 70 或 47。 可拟定传动方案为：内部双级圆柱齿轮 +外部链传动 机构整体布置如图一： F=4500N; V=0.45m/s D=400mm i= 4%； nw=21.49r/min 图一：传动方案简图 nts二、选择电动机 1电动机的类型选择 根据动力源和工作条件， 选用 Y 系列三相交流异步电动机 2电动机的功率 工作机有效功率 : Pw = FV/1000 = 2.025KW 设电动机到工作机之间的总效率为，并设 1， 2， 3 4， 5 分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 8级）、滚动轴承、开式滚子链传动。滚筒的效率。查文献4表 2-2可得： 1=0.99， 2=0.97， 3=0.99， 4=0.92， 5=0.96 总效率： = 12 22 35 4 5 =0.992 0.972 0.995 0.92 0.96 =0.7754 电动机所需功率： Pd=Pw/ =2.025/0.7754=2.614KW 查文献 4表 16-1选取电动机的功率为 3KW。 3选择电动机的转速为 960r/min。 4电动机型号确定 由功率和转速，查文献 4 表 16-1，选择电动机型号为： Y132S-6,并查表 16-2，可得： 中心高 H=132mm； 外伸轴径 D=38+0.002+0.018mm； 轴外伸长度 E=80mm； 三、计算总传动比和分配传动比 经计算得内外总的传动比 68.4449.21/960/ wm nni 取链传动的传动比 33i减速器的总传动比 89.143/68.44/3 iii双级圆柱齿轮减速器高速级传动比 400.43.11 ii 低速级的传动比 384.3/ 12 iii 四、传动装置的运动和动力参数的计算 电 动 机 型 号 ：Y132S-6 减速器总传动比 i=14.89 高速级传动比 i1=4.400 低速级传动比 i2=3.384 nts1、 各轴的转速计算 n =nm=960r/min n =n /i1=960/4.4r/min=218.18r/min n =n /i2=64.47r/min n = n =64.47r/min 2、 各轴的输入功率计算 P =Pd 1=2.614 0.99KW=2.588KW P =P 2 3=2.588 0.97 0.99KW=2.485KW P =P 2 3=2.485 0.97 0.99KW=2.386KW P =P 3 1=2.386 0.99 0.99KW=2.339KW 3、 各轴的 输入转矩计算 T1=9550P1/n1=9550 2.588/960=25.745N m T2=9550P2/n2=9550 2.485/218.18=108.771N m T3=9550P3/n3=9550 2.386/64.47=353.440N m T4=9550P4/n4=9550 2.339/64.47=346.478N m 上述数据归纳总结为 表一。 表一： 轴号 转速（ r/min） 输出功率（ kW） 输出转矩（ N m） 传动比i 高速轴 960 2.588 25.745 4.400 3.384 1 中间轴 218.18 2.485 108.771 低速轴 64.47 2.386 353.440 滚子链轴 64.47 2.339 346.478 nts第三部分 传动零件的参数设计和轴系零部件的初步选择 一、减速器外部传动 滚子链传动的参数设计 1、选择小链轮齿数 选取小链轮齿数 Z1=25 ， 大 链 轮 齿 数1207512 iZZ 故合适 2、初定中心距0a，确定链节数pL由于 pa )5030( ，取 pa 400 ，则有 = 20 +1 +22 +1 +22 2 0=131.58 圆整为整数，取 132pL(偶数 ) 3、计算所需额定功率。确定链的型号和节距 取工况系数 KA=1.3 (轻冲击，电动机驱动 )，则 计算功率： Pc=KAP =1.3 2.339KW=3.401KW; 4、 确定节距 P 查文献 3 表 5-12 得小链轮齿数 KZ=1.34 查文献 3 表 5-17 得链长系数 KL=1.08 选单排链，得多排链系数 KP=1.0 故所需传递的额定功率 0 = = 3.041(1.341.081.0)KW = 2.101KW 查表 5-15，选择滚子链型号为 20A，链节距 P=31.75 5、计算链长 L 和中心距 a 链长 mPLL P 191.41 0 0 0/132*75.311 0 0 0/ 中心距mmmmZZZZLZZLPa PP8.12 76)27525(8)27525132()27525132(475.31)2(8)2()2(42221222121实际安装中心距 mmmmpaaaa 75.3128.12762 =1213.3mm 大链轮齿数 Z2=75 小链轮齿数 Z1=25 链节数 LP=132 安装中心距 ： 1213.3mm nts6、计算平均链速 v 和压轴力QF平均链速 V=n z1p/60000=0.8529m/s 工作压力 F=1000P /v=2742.4N 取压轴力系数 KQ=1.2， 压轴力 FQ=KQF=1.2 2742.4=3290.9N 7、 选择润滑方式 由链速 v=1.8529m/s，链节距 P=31.75mm 可选择滴油润滑方式。 即所得的链传动为： 滚子链型号： 20A-1 132 GB1243.1-83; 链轮齿数： Z1=25,Z2=75; 中心距 a =1213.3mm，压轴力 FQ=3290.9N； 二、减速器内部传动 齿轮传动的参数设计 1、 高速级传动齿轮的设计 高速级主动轮输入功率 2.588kW，转速 960r/min，齿数比 =传动比 =4.4，单向运转，有轻微震动的载荷，每天工作 16小时，预期寿命 8 年，电动机驱动。 （ 1） 选择齿轮的材料及热处理方式 小齿轮 :45 钢 ,调质，齿面硬度 230HBS; 大齿轮 :45 钢 ,正火，齿面硬度 190HBS。 （ 2） 确定许用应力 A.确定极限应力 Hlim 和 Flim 许用接触应力 Hlim1=580MPa， Hlim2=550MPa； 许用弯曲应力 Flim1=220MPa， Flim2=210MPa。 B.计算应力循环次数 N，确定寿命系数NN YZ ,9111 10212.260 tnaN 8312 1002 7.5/ iNN 查图表得， 1,1,1,12121 NNNN YYZZC.计算许用应力 安全系数： 0.1limHS ， 4.1lim FS 111 lim NHHP Z / MPaS H 580min 222 lim NHHP Z / MPaS H 550min 111 NSTFFP YY / MPaS F 28.3141 222 NSTFFP YY / MPaSF 3002 nts（） 初步确定齿轮基本参数和主要尺寸 .选择齿轮类型 选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。 .初步选用 8 级精度 .初选参数 初选参数： 12 ， 251Z ， u=25 4.4=110，021 , 齿宽系数 9.0d ， .初步计算齿轮主要尺寸 由于工作平稳，取 KA=1, 因转速不高，取 KV=1.05, 非对称布置，刚度小，取 K =1.13,K =1.2, K=KAKVK K =1.424; 节点区域系数 45.2HZ ; 重合度系数 8.0Z ; 螺旋角系数 989.0cos Z ; 弹性系数 MPaZ E 8.189 ; 3211 12 HPEHdZZZZuuKTd=35.500mm 模数 mmZdmn 389.1/cos 11 取标准模数 2nmmm，则中心距 mmZZma 02.138cos2 )( 21 ，圆整取中心距 a=140mm。 调整螺旋角： 3221152 )(a r c c o s 21 a ZZm 计算分度圆直径： mmmZd 85 2.51co s/11 mmmZd 148.228cos/22 计算圆周速度： smndV /606.2)100060/(11 251Z ，1102 Z 2nm mm a=140mm =152132 d1=51.852mm d2=218.148mm nts计算齿宽： 大齿轮： mmmmdbb d 67.468 5 2.51112 ， 取 b2=48mm 小齿轮： mmmmbb 54)105(21 ; E.验算轮齿的弯曲疲劳强度 计算当量齿数 : 88.27cos 211 ZZ V68.12 2co s 222 ZZ V查图得， 齿形系数： 60.21 aFY 18.22 aFY 应力修正系数： 62.11 aSY 83.12 aSY 取 9.0Y ， 7.0Y B.计算弯曲应力 MPaYYYYdmb KT SaFaF 485.382 111 1 1 S=1.4,故安全。 B.校核截面 b-b b-b 截面上的应力： 弯曲应力幅： a=M/W=30853/9733.6=3.17 MPa 扭转应力幅： a=T/2WT nts =25745/(2*19467.2)MPa =0.66MPa 弯曲平均应力： m=0 扭转平均应力： m=0.66 MPa 等效系数： =0.2， =0.1 截面应力集中系数： K =1.825， K =1.625 表面状态系数及尺寸系数： =0.94； =0.84， =0.78 分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： = 1+=40.9 = 1 += 75.2 ca = 2+2=36.0S=1.4,故安全。 C.校核截面 c-c c-c 截面上的应力： 弯曲应力幅： a=M/W=38824/7868.9=4.94MPa 扭转应力幅： a=T/2WT =25745/(2*155737.8)MPa =0.83 MPa 弯曲平均应力： m=0 扭转平均应力： m=0.83 MPa 等效系数： =0.2， =0.1 截面应力集中系数： K =1， K =1 表面状态系数及尺寸系数： =0.94； =0.84， =0.78 分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： = 1+=48.0 = 1+= 127.7 ca = 2+2=44.9S=1.4,故安全。 综上知，高速轴的强度足够。 高速轴安全 nts 图六：中间轴受力图 计算与说明 重要结果 2.中间轴的强度校核 （ 1）对轴进行受力分析 圆周力 Ft2=2*T/d2=954N Ft3=2*T/d3=2888N 径向力 Fr2= Ft2tan n/cos =360N Fr3= Ft3tan n/cos =1077N 轴向力 Fa2= Ft2tan =262N Fa3= Ft3tan =648N nts（ 2）计算支反力 垂直面上支反力 RVB=-924N RVA=207N 水平面 X 面上 RHA=1667N RHB=2175N （ 3）计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。 （ 4）按安全系数法校核 截面 a-a 和 b-b 分别为齿轮 2 与 3 的轴向中心面，分析易知，它们均为危险截面。 A.校核截面 a-a a-a 截面上的应力： 弯曲应力幅： a=M/W=79183/9408.6=8.42MPa 扭转应力幅： a=T/2WT =108771/(2*20265.9)MPa =2.68MPa 弯曲平均应力： m=0 扭转平均应力： m=2.68 MPa 等效系数： =0.2， =0.1 截面应力集中系数： K =1.825， K =1.625 表面状态系数及尺寸系数： =0.94； =0.84， =0.78 分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： = 1 += 15.4 = 1 += 25.0 ca = 2+2=13.1S=1.4,故安全。 B.校核截面 b-b b-b 截面上的应力： 弯曲应力幅： a=M/W=141790/29541=4.80MPa 扭转应力幅： a=T/2WT =108771/(2*292660) MPa =1.86 MPa 弯曲平均应力： m=0 扭转平均应力： m=1.86 MPa nts等效系数： =0.2， =0.1 截面应力集中系数： K =1， K =1 表面状态系数及尺寸系数： =0.94； =0.81， =0.76 分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： = 1+=47.6 = 1+= 55.6 ca = 2+2=36.2S=1.4,故安全。 综上知，中间轴的强度足够。 中间 轴安全 图七：低速轴受力分析 nts 计算及说明 重要结果 3.低速轴的强度校核 （ 1）对轴进行受力分析 圆周力 Ft=2*T/d1=2776N 径向力 Fr= Fttan n/cos =1035N 轴向力 Fa= Fttan =623N （ 2）计算支反力 垂直面上支反力 RVA=(FrL2-Fad/2)/(L1+L2)=149N RVB=FR- RVA=886N 水平面 X 面上 RHA=L2Ft/( L1+L2)=1846N RHB=Ft-RHA=930N （ 3）计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。 （ 4）按安全系数法校核 截面 a-a和 b-b分别为齿轮的轴向中心面和右端面，分析易知，它们均为危险截面。 A.校核截面 a-a a-a 截面上的应力： 弯曲应力幅： a=M/W=154200/11363=13.57MPa 扭转应力幅： a=T/2WT =108771/(2*26822)MPa =6.59MPa 弯曲平均应力： m=0 扭转平均应力： m=6.59 MPa 等效系数： =0.2， =0.1 截面应力集中系数： K =1.825， K =1.625 表面状态系数及尺寸系数： =0.94； =0.81， =0.76 分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： = 1+= 9.2 = 1+= 9.9 ca = 2+2=6.7S=1.4,故安全。 ntsB.校核截面 b-b b-b 截面上的应力： 弯曲应力幅： a=M/W=0MPa 扭转应力幅： a=T/2WT =353440/(2*25000) MPa =7.07 MPa 弯曲平均应力： m=0 扭转平均应力： m=7.07MPa 等效系数： =0.2， =0.1 截面应力集中系数： K =1.88， K =1.58 表面状态系数及尺寸系数： =0.94； =0.81， =0.76 分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数： = 1+= = 1+= 9.5 ca = 2+2=9.5S=1.4,故安全。 综上知，低速轴的强度足够。 4.滚动轴承的寿命校核计算 （ 1）高速轴轴承校核 轴承的支撑受力如图八， Fa 由轴的受力易知： Fa=272N, Fr1 Fr2 Fr1=（ RHA2+RVA2） 1/2=295N Fr2=（ RHB2+RVB2） 1/2=769N 故有： Fa1= Fa=273N， Fa2=0N 当量动载荷 P： 轴承 1：因 Fa1/C0r=273/15800=0.017,插值得 e=0.20， 又 Fa1/ Fr1=273/295=0.93e， 所以， X1=0.56,Y1=2.20 1 = (11 +11) =1.0(0.56*295+273*2.20) =766N 轴承 2 Fa2/ Fr2=0，故取 X2=1,Y2=0 2 = (22 +22)=769N 计算寿命： P2P1,故用轴承 2 计算 = 10660()= 10660960（22800769 ）3= 452480h 期望寿命为 L=300*8*16=38400h0.19， 又 Fa1/ Fr1=386/2363=0.16P ,故用轴承 计算 = 10660()= 10660218.18（245002363 ）3= 85144h 期望寿命为 L=300*8*16=38400he，所以， X1=0.56,Y1=1.98 1 = (11 +11) =1.0(0.56*1284+623*1.98) =1953N 轴承 2： Fa2/ Fr2=0，故取 X2=1,Y2=0 2 = (22 +22)=1863N 计算寿命： P1P2,故用轴承 1 计算 = 10660()= 1066064.47（270001953 ）3= 683090h 期望寿命为 L=300*8*16=38400h1.2 10mm 齿轮端面与箱体内壁距离 2 2 10 mm 箱体外壁至轴承座断面的距离 4 )85(21 CC 42 mm 箱座箱盖上的肋板厚 11 85.085.0mm 771mm 地脚螺钉 直径与数目 616ndf 通孔直径 fd =20 沉头座直径 450 D 底座凸缘尺寸 2325min2min1 CC 232521CC 轴承旁连接螺栓直径 fd75.01d 12 nts 连接螺栓 轴承旁连接螺栓 通孔直径 5.13 d 轴承旁连接螺栓 沉头座直径 D=26 轴承旁连接螺栓 凸缘尺寸 16,20 21 CC 箱座箱盖的 连接螺栓直径 fdd )6.05.0(2 82d 箱座箱盖的连接螺栓 通孔直径 5.13 d 箱座箱盖的连接螺栓 沉头座直径 D=18 箱座箱盖的连接螺栓 凸缘尺寸 12,15 21 CC 计算与说明 主要结果 四、润滑密封设计 1 齿轮传动的润滑 （ 1） 润滑剂的选择 根据减速器使用要求 ，查表 15-1,15-3,根据齿面硬度可选全损耗系统用 油 AN100（ GB 443-1989）。 （ 2） 润滑方式 因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度12v m s ，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。 浸油深度可根据两大齿轮的齿顶圆直径及齿高选择中间轴大齿轮的浸油深度为 23mm，此时，低速轴 齿轮浸油深度约为 10mm，合适。 2 滚动轴承的润滑 （ 1） 润滑方式 已知减速器中浸油齿轮的圆周速度 v=2.606m/s23m/s，可采用飞溅润滑。飞溅的油通过直接溅入和经输油沟流入轴承，起到润滑的作用。 （ 2） 润滑剂的选择 因为采用溅油润滑，因而直接采用减速器油池内的润滑油进行润滑，即选用全损耗系统用 油 AN100（ GB 443-1989）。 2 密封方式的选择 由于 I， III 轴与轴承接触处的线速度 smv 10 ，而且是在多尘的条件下，所以采用 J 形橡胶密封。采用两个相背安装的油封，防尘， 防 漏油性能均佳。 润滑剂 ： 全损耗系统用油 AN100 润滑方式： 浸油润滑 滚动轴承润滑方式：飞溅润滑 密封方式： J 形橡胶密封 nts第五部分 设计总结 由于实习时间上的冲突，三个周的课程设计被压缩到了两个周，仓促之间难免 有所遗漏。但就在这两周的时间里，我收获颇多。 首先，我对设计的认识加深了。设计是什么，这很难下 一个定义，但是，就我的体会而言，她至少有以下两个特点。第一，设计是由整体到局部，由简单到复杂的过程。 就我们设计的减速器为例，首先明确设计目标，然后便是做总体设计，接下来做总装设计，最后做零件设计。这是一个必须的过程，反过来，不是设计，而是逆向工程。之所以设计会是这样，那是因为，设计是一项极具挑战性的工作，开始设计时，就犹如上帝创世纪之时，什么都没有，如果一开始便思量着完成细节工作，那势必会造成设计工作量太大而不能进行， 必须先搭好整体框架，再在里面填充细节，犹如画家画画一般 。 不单是机械设计有此特点，其他科目的设计，如软件设计的自顶向下，逐
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