二级圆柱直齿轮减速器设计---副本.doc

目 录目 录1第一部分 任务书1第二部分 传动装置总体设计方案3第三部分 电动机的选择4第四部分 传动装置参数计算6第五部分 V带的设计8第六部分 齿轮的设计10第七部分 轴承和轴及联轴器的设计17第八部分 键联接的选择及校核计算26第九部分 轴承的选择及校核计算27第十部分 减速器及其附件的设计29第十一部分 润滑与密封设计30设计小结31参考文献32第一部分 任务书一、设计课题： 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器。运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载起动，卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失)，减速器小批量生产，使用期限8年(300天/年)，1班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计34第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha：需要完整图纸及论文，请联系QQ545675353，另接定做毕业设计ha=h1h23h32h4h5=0.960.9930.9720.990.96=0.83h1为V带的效率，h2为轴承的效率，h3为齿轮啮合传动的效率，h4为联轴器的效率，h5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择滚筒参数:，扭矩滚筒拉力:工作机的功率：电动机所需工作功率为:滚筒转速为: 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比，二级圆柱直齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为。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Y132M-1的三相异步电动机，额定功率为，满载转速，同步转速1500r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为:（2）分配传动装置传动比: 式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:则低速级的传动比为:第四部分 传动装置参数计算（1）各轴转速:（2)各轴输入功率: 则各轴的输出功率：(3)各轴输入转矩: 电动机轴的输出转矩: 所以： 输出转矩为：第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率： 根据手册查得知其交点在Z型交界线范围内，故选用Z型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为，则： 带速验算：介于范围内，故合适。3 确定带长和中心距a 初定中心距，则带长为: 由表9-3选用，确定实际中心距为：4 验算小带轮上的包角5 确定带的根数：= 1.99/(0.36+0.03)1.110.96) = 4.79故要取Z = 5根A型V带。第六部分 齿轮的设计（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1 = 26，则：Z2 = i12Z1 = 3.7126 = 96.46 取：Z2 = 962 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.2 2) 3) 选取齿宽系数 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 605721830018 = 6.59108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.59108/3.71 = 1.78108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：KHN1 = 0.89，KHN2 = 0.92 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%，安全系数S=1，得:H1 = = 0.89610 = 542.9 MPaH2 = = 0.92560 = 515.2 MPa许用接触应力:H = (H1+H2)/2 = (542.9+515.2)/2 = 529.05 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:4 修正计算结果： 1) 确定模数：取为标准值：2.5mm。 2) 中心距： 3) 计算齿轮参数：b圆整为整数为：，。 4) 计算圆周速度v：由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为：求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-352 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.21应力校正系数:YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.8 4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim1 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数：N1 = 6.59108大齿轮应力循环次数：N2 = 1.78108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.88 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：F1 = = = 160.2F2 = = = 148.9 = = 0.02593 = = 0.02672大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：2.332.5，所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 70 mm b2 = 65 mm中心距：，模数：（二） 低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z3 = 28，则： 取：2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.2 2) T2 = 350.9Nm 3) 选取齿宽系数 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60154.21830018 = 1.78108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 1.78108/2.86 = 6.21107 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：KHN1 = 0.92，KHN3 = 0.93 9) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，得：H3 = = 0.92610 = 561.2 MPaH4 = = 0.93560 = 520.8 MPa许用接触应力:H = (H3+H4)/2 = (561.2+520.8)/2 = 541 MPa3 设计计算：小齿轮的分度圆直径：4 修正计算结果： 1) 确定模数：取为标准值：3.5mm。 2) 中心距： 3) 计算齿轮参数：b圆整为整数为：。 4) 计算圆周速度由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为：求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-370 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数：YFa3 = 2.54 YFa4 = 2.23应力校正系数：YSa3 = 1.63 YSa4 = 1.77 4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 1.78108大齿轮应力循环次数:N4 = 6.21107 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.88 KFN4 = 0.9 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 165.8sF4 = = = 152.3 = = 0.02497 = = 0.02592大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：3.383.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：b圆整为整数为：圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 103 mm b4 = 98 mm中心距：a = 135 mm，模数：m = 3.5 mm第七部分 轴承和轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率、转速和转矩： 2 求作用在齿轮上的力： 已知高速级小齿轮的分度圆直径为： 则：3 初步确定轴的最小直径： 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得： 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 30 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (5-1)18+28 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 =36 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取：l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 25 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6205型深沟球轴承，其尺寸为:dDT = 255215 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 15 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得6205。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 57 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 75+12+10+8 = 105 mml78 = T = 15 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6205深沟球轴承查手册得T = 15 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+15/2)mm = 86.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (57/2+15+105-15/2)mm = 141 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (57/2+18+15-15/2)mm = 54 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 308.9 NFNH2 = = = 806.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -699.6 NFNV2 = = = 543.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 308.9141 Nmm = 43555 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 562.586.5 Nmm = 48656 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -699.6141 Nmm = -98644 NmmMV2 = FNV2L3 = 543.154 Nmm = 29327 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 107832 NmmM2 = = 52508 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 7.8 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II轴的设计1 求中间轴上的功率、转速和转矩：， 2 求作用在齿轮上的力： 已知高速级大齿轮的分度圆直径为: 则: 已知低速级小齿轮的分度圆直径为: 则:3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 112，得: 中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67，选定轴承型号为：6208型深沟球轴承，其尺寸为：dDT = 356219 mm，则：d12 = d67 = 40 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 49 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 50 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0730 = 2.1 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.42.1 = 2.94 mm，所以：d34 = d56 = 35 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 70 mm，l45 = 75 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 37.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 15+8+10-7 = 26 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6205深沟球轴承查手册得T = 15 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (52/2-2+37.5-15/2)mm = 54 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (52/2+14.5+b3/2)mm = 78 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+26-15/2)mm = 63 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1731.6 NFNH2 = = = 2295.8 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -63.9 NFNV2 = = = -618.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 1731.654 Nmm = 93506 NmmMH2 = FNH2L3 = 2295.863 Nmm = 144635 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = -63.954 Nmm = -3451 NmmMV2 = FNV2L3 = -618.763 Nmm = -38978 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1 = = 93570 NmmM2 = = 149795 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 41.6 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：III轴的设计1 求输出轴上的功率、转速和转矩： 2 求作用在齿轮上的力： 已知低速级大齿轮的分度圆直径为： 则:3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 105，得: 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2283.7 = 340.4 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT7型，其尺寸为：内孔直径50 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 50 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 56 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 45 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6209型深沟球轴承，其尺寸为：dDT = 45mm85mm19mm。由轴承样本查得6209型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 52 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 68 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0752 = 3.64 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 19 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 52+10+8+5+12+2.5-10 = 79.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19+8+10+2.5+2 = 41.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6209深沟球轴承查手册得T= 19 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (70/2+10+79.5+19-19/2)mm = 134 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (70/2-2+41.5-19/2)mm = 65 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 926.7 NFNH2 = = = 1910.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 337.3 NFNV2 = = = 695.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 926.7134 Nmm = 124178 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 337.3134 Nmm = 45198 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 132148 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 12.1 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 5mm5mm80mm，接触长度:l = 80-5 = 75 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2557517120/1000 = 191.2 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 8mm7mm45mm，接触长度:l = 45-8 = 37 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2573730120/1000 = 233.1 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm10mm63mm，接触长度:l = 63-16 = 47 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25104752120/1000 = 733.2 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 12mm8mm70mm，接触长度:l = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2585840120/1000 = 556.8 NmTT3，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 818300 = 19200 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 406 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 406 = 3533 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6205轴承，Cr = 14 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.19106Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1074.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1074.2 = 6039 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6205轴承，Cr = 14 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.39105Lh所以轴承预期寿命足够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1032.6 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1032.6 = 4089 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6209轴承，Cr = 31.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 8.78106Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱体加强筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5