机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器设计.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除设计计算及说明主要结果一、 设计任务书（一）设计课题： 设计一个铸工车间碾砂机上的齿轮减速器，单班工作，每班8小时，工作寿命为10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差，开式锥齿轮的传动比，小批生产。立轴所需要的扭矩为，立轴转速30 r/min。二、 机械传动装置的总体设计（一）拟定传动方案选择二级展开式援助斜齿轮减速器。整体如图所示：传动装置总体设计简图（二） 选择电动机1 电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2 电动机容量(1)立轴所需要的功率PW(2) 电动机的输出功率Pd设计计算及说明主要结果传动装置的总效率 式中，、为从电动机至立轴之间的各传动机构和轴承的效率。查设计指导书第七页表2-4得：弹性联轴器；滚动轴承；闭式圆柱齿轮传动；开式圆锥齿轮传动，则故 (3) 电动机额定功率Ped选取电动机额定功率3.电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推断电动机转速的可选范围。对整个传动装置，其输出转速即为减速器的输出转速120 r/min。查指导手册第四页表2-1、2-2得展开式双级圆柱齿轮动态传动比范围i=860，则电动机转速可选范围为9607200r/min可见同步转速为1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速为1500r/min和3000r/min的两种电动机进行比较，如下表：方 案电动机型 号额定功率(kw)电动机转速(r/min)电动机质量(kg)传动装置的传动比同 步满 载双级减速器传动比1Y132S1-25.5300029006424.172Y132S-45.5150014406812由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，可采用方案2，选定电动机的型号为Y132S-4。4.电动机的技术数据和外形、安装尺寸该电动机为带底脚，端盖上无凸缘型。查标准JB/T 10391-2002的外形及尺寸如下：Y132S-4n=1440r/minPed=5.5kw设计计算及说明主要结果电动机外形图中心高外形尺寸L(AC+AD)HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGE132475485315216140123880105（三） 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 计算装置总传动比2. 分配各级传动比 计指导书第九页的分配原则，取，则i1=4，i2=3。所得结果符合双级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。（四） 计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，其次分别为2, 3 ,4，轴。各轴转速为1440r/min360r/min120r/min120r/min2. 输入各轴功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即：i1=4i2=3设计计算及说明主要结果3. 各轴转矩三、 减速器传动、润滑及传动件的设计1. 齿轮的设计(一) 高速级齿轮传动设计计算(1) 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1） 传动方案已给出，斜齿圆柱齿轮传动。2） 由机械设计课本第210页选用七级精度（GB1009588）3） 材料选择。由课本第191页表10-1，选取小齿轮材料均为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） 初选小齿轮齿数Z1=25,则大齿轮齿数Z2=i1Z1=100。初选螺旋角14，初选Kt=1.8。(2) 按齿面接触强度设计1） 按课本第218页公式(10-21)计算，即：设计计算及说明主要结果2） 因为大小齿轮均为硬齿面且两支承轴相对于小齿轮不对称布置，由课本第205页表10-7选取齿宽系数。3） 由课本第210页图10-21(e)查得：。4） 计算解接触许用应力：按课本第206页式(10-13)即N=60njLh，计算应力循环次数。得到：查课本第207页图10-19得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95。按课本第205页式(10-12)即计算，取失效概率1%，安全系数S=1。则 5） 查课本第215页图10-26得，则。6） 查课本第217页图10-30得ZH=2.433，查课本201页表10-6得。7） 计算小齿轮分度圆直径d1，由计算公式得：计算圆周速度v，齿宽b及模数mn1。设计计算及说明主要结果 8） 计算纵向重合度。9） 计算载荷系数K。已知使用系数KA=1，根据v=2.9m/s，7级精度，由课本第194页图10-8查得Kv=1.11，由第197页表10-4，插值法查得，由第198页图10-13查得，第195页表10-3查得。故载荷系数。10）按实际载荷系数校正分度圆直径。由课本第204页式（10-10a）得(3) 按齿根弯曲强度设计1） 计算载荷系数。2） 根据纵向重合度，从课本第217页图10-28查得螺旋角影响系数。3） 当量齿数：，。设计计算及说明主要结果查第200页表10-5，由插值法得：，。查第206页得，。查第222页图10-20(c)得：，取安全系数。则有：大齿轮数值较大。4） 按照216页式(10-17)计算模数：即 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数差距不大，所以取标准值mn=1.5(GB/T 1357-1987)，小齿轮分度圆直径d1=39.6mm，有，则取z1=26，z2=104。5） 计算中心距a圆整为101mm。按圆整后的中心距修正螺旋角。z1=26z2=104设计计算及说明主要结果因为值改变不多，故参数，等不必修正。6） 计算齿轮宽度及分度圆直径圆整后取B1=45mm，B2=40mm。(4) 汇总大、小齿轮参数名称符号小齿轮（左旋）大齿轮（右旋）螺旋角基圆螺旋角b14.2法面模数mn1.5mm端面模数mt1.5538mm法面压力角n20端面压力角t20.66法面齿距pn4.7mm端面齿距pt4.88mm基圆直径db37.8mm151.2mm分度圆直径d40.4mm161.6mm齿顶圆直径da42.4mm163.6mm齿根圆直径df36.65mm157.85mm齿顶高ha1.5mm齿根高hf1.875mm法面齿厚sn2.35mm端面齿厚st2.44mm中心距a101mm法面齿顶高系数：法面顶隙系数：。(二) 低速级齿轮传动设计计算(1) 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1) 传动方案已给出，选择直齿圆柱齿轮传动。2) 因为是低速级齿轮传动，由机械设计课本第210页选用七级精度（GB1009588）。3) 材料选择由课本第191页表10-1，选取小齿轮材料均为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差40HBS。B1=45mmB2=40mm设计计算及说明主要结果4) 初选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数Z2=i2Z1=72。初选Kt=1.3。(2) 按齿面接触强度设计1) 按课本第218页公式(10-21)计算，即：2) 因为大小齿轮均为硬齿面且两支承轴相对于小齿轮不对称布置，由课本第205页表10-7选取齿宽系数。3) 由课本第210页图10-21(d)查得，。4) 计算解接触许用应力：按课本第206页式(10-13)即N=60njLh，计算应力循环次数。得到：查课本第207页图10-19得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95。按课本第205页式(10-12)即计算，取失效概率1%，安全系数S=1。5) 查课本201页表10-6得：6) 计算小齿轮分度圆直径d1t，带入较小的许用应力，由计算公式得：计算圆周速度v，齿宽b及模数mn1。设计计算及说明主要结果 7) 计算载荷系数K。已知使用系数KA=1，根据v=1.33m/s，7级精度，由课本第194页图10-8查得Kv=1.11，由第197页表10-4，插值法查得，由第198页图10-13查得，第195页表10-3查得。故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由课本204页式（10-10a）得8) 计算模数m。(3) 按齿根弯曲强度设计1) 计算载荷系数。2) 计算疲劳许用应力。查第206页得，。查第222页图10-20(c)得小齿轮弯曲疲劳强度极限，取安全系数。则有 用插值法查课本200页表10-5得：。，。设计计算及说明主要结果，。比较得：大齿轮的数值大。3) 按照201页式(10-5)计算模数：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算所得的模数1.034并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.65mm，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4) 几何尺寸计算分度圆直径 中心距 计算齿轮宽度：，取B1=75mm，B2=70mm。(4) 汇总大、小齿轮参数名称代号小齿轮大齿轮模数m2.5mm压力角20齿顶高ha2.5mm齿根高hf3.125mm齿顶圆直径da75mm215mm齿根圆直径df63.75mm203.75mm基圆直径db65.778mm197.335mm齿距p7.85mm齿厚s3.93mm齿槽宽e3.93mmd1=70mmd2=210mma=140mmB1=75mmB2=70mm设计计算及说明主要结果齿顶高系数：,顶隙系数：。2. 传动轴的设计符号说明：名称符号数值(mm)箱座壁厚8齿轮端面至箱体内壁的距离210轴承端面至箱体内壁的距离34齿轮之间的轴向距离414轴承端盖凸缘厚度e9箱盖、箱座连接螺栓至凸缘距离C1、C222、20高速级、低速级大、小齿轮厚度B1、B2 B3、B445、 40、75、70（一） 高速轴的设计已知参数：P1=5.445kw，n1=1440r/min，T1=36110N.mm 1） 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为40.4mm，而 2） 初步确定轴的最小直径先按课本第370页式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A0=110，于是得：高速轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1-7。联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查课本351页表14-1，考虑到转矩变化中等，故取KA=1.3，则按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩条件，查手册，选用YL4型凸缘联轴器，其公称转矩为40000N.mm，孔径为18mm，故取d1-7=18mm，半联轴器长为44mm，半联轴器与轴配合的孔长度为l1-7=42mm。3） 轴的结构设计（1） 拟定轴的大致结构及零件装配。如下图YL4型凸缘联轴器设计计算及说明主要结果（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。a） 根据定位轴肩高度h=(0.070.1)d，取联轴器左端轴肩高度h=1.5mm，故1-6段的直径d1-6=21mm。1-5段与1-1段安装轴承，取h=2mm，则得到d1-5=d1-6+2h=25mm。b） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故查手册得选取轴承型号为30205，其参数如下表所示：（mm）dDTBCCrCor许用转速eY255216.25151332.2kw37kw9000r/min0.371.6所以l1-1=l1-5=B=15mm。c）1-3段安装齿轮，根据课程设计指导书，该处齿轮做成齿轮轴。根据高速轴齿轮厚度为B1=45mm，所以l1-3=B1=45mm。取轴承端的轴肩高度h=3mm，d1-2=d1-4=31mm。d）根据课程设计指导书可以得到：取l6=55mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据d1-7=18mm，l1-7=42mm，由机械设计课本第106页表6-1，取用普通平键，其具体参数为：为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，选择配合为。滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸由课本第365页表15-2，取轴端倒角为。4） 求轴上的载荷首先在确定轴承的支点位置，对于30205型圆锥滚子轴承，B=13mm，轴承型号30205确定键的尺寸设计计算及说明主要结果因此，作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=51.5+138.5=190mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如下所示。设计计算及说明主要结果从轴的结构图、弯矩图及扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的MH、Mv、及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=484.53NFNH2=1303.07NFNV1=226.75NFNV2=447.25N弯矩MMH=67107.405N.mmMV1=31404.875N.mmMV2=23033.375N.mm总弯矩扭矩TT1=36110N.mm5） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上危险截面的强度，根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为：由表15-1得，因此，故安全。（二） 中间轴的设计已知参数：P2=5.176kw，n2=360r/min，T2=137310N.mm1） 求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为而 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，2)初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得符合要求设计计算及说明主要结果3)轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206。dDTBCCrCor许用转速eY306217.25161443.2kw50kw7500r/min0.371.6b）根据定位高度公式h=(0.070.1)d，取大齿轮左端轴肩高为3mm，右端轴肩高位5mm，则有d2-1=d2-6=d=30mm，d2-2=d2-5=30+6=36mm，d2-3=36+10=46mm。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。c）根据课程设计指导书可以得到 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸轴承型号30206确定键的尺寸设计计算及说明主要结果参考表15-2，取轴端倒角为。4)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于30206型圆锥滚子轴承， B=17mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。设计计算及说明主要结果 从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯距M总弯距扭距T5).按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据课本式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力由课本表15-1得。因此，故安全。（三）低速轴的设计已知参数： ，1)求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，2)初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取，于是得符合要求设计计算及说明主要结果可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的联轴器的孔径与轴相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查课本表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查标准GB/T4323-2002，选用YL10型凸缘联轴器，其公称转距为630000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3)轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。a）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由深沟球轴承6211尺寸为,故。右侧的轴承与轴之间采用轴肩与轴承端盖轴向定位。b）取联轴器右端轴肩高为2.5mm，则d3-3=d3-7=d=55mm。取轴承端轴肩高为3.5mm，则d3-4=62mm。取轴肩高为4mm，则d3-5=70mm，d3-6=62mm。c）由高速轴算得箱体内壁之间的轴向距离为149mm，则有： 因为 且要满足 所以取，。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。YL10型凸缘联轴器轴承型号6211设计计算及说明主要结果（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。对齿轮，按由课本表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm；为了保证齿轮与轴配合的对中性，选择齿轮与轴配合为。同理，对半联轴器，由表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为90mm；为了保证半联轴器与轴配合的对中性，选择半联轴器轮毂与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为。4).求轴上的载荷首先在确定轴承的支点位置，对于6211型深沟球轴承，查轴承标准手册得 B=21mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。确定键的尺寸设计计算及说明主要结果 从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯距M总弯距扭距T5)按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1得。因此，故安全。符合要求设计计算及说明主要结果3.键的校核（一）高速轴上键的校核1）高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=32mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键的工作长度l=L-b=32mm-6mm=26mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.56mm=3mm。由式（6-1）可得故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核1）已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=32mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键的工作长度l=L-b=32mm-10mm=22mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式（6-1）可得故挤压强度满足要求。（三）低速轴上键的校核 1）低速轴上联轴器处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=9mm，键长L=90mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键的工作长度l=L-b=45mm-14mm=31mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm。由式（6-1）可得设计计算及说明主要结果故挤压强度足够。 2) 低速轴上齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=18mm,高度h=11mm,键长L=63mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力,取。键的工作长度l=L-b=63mm-18mm=45mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式（6-1）可得故挤压强度足够。4.轴承的校核(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数： ，。查圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=32200N。1）求两轴承受到的径向载荷和，2）求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应表13-5中的Y值。查得Y=1.6，因此可算得设计计算及说明主要结果按式（13-11）得3）求轴承当量载荷查得e=0.4，比较按表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为X1=X2=0.4，Y1=Y2=1.6。按课本上式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查课本表13-6，取，则4）校核轴承寿命由课本式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核故所选轴承满足寿命要求。(二)中速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=43200N。1） 求两轴承受到的径向载荷和设计计算及说明主要结果2）求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应表13-5中的Y值。查可知Y=1.6，因此可算得按式（13-11）得 3）求轴承当量载荷查得e=0.4，比较按表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查表13-6，取，则4）校核轴承寿命由式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。(三)低