华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书双级展开式圆柱齿轮减速器

华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书题目: 双级展开式圆柱齿轮减速器专业: 材控班级：1103姓名: 牛茂刚学号: U201111278指导教师: 胡于进华中科技大学2014年1月16日目 录一、设计任务书 3二、传动方案的分析与拟定 3三、电动机的选择与计算 4四、传动比的分配 4五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 4六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 5七、联轴器的选择及计算14八、键连接的选择及计算14九、轴的强度校核计算15十、滚动轴承寿命的校核计算20十一、润滑和密封23十二、箱体及附件的结构设计和选择24十三、设计小结25十四、参考资料26计算与说明主要结果一、设计任务书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=5000N; v=0.4m/s; D=400mm； 生产规模：少批； 工作环境：有油有水； 载荷特性：平稳； 工作期限：十年双班制。 设计注意事项：1. 设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上齿轮），以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。二、传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部链传动+内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：图1. 传动方案简图三、电动机的选择与计算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 =50000.4/1000 kW=2 kW 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、链传动以及滚筒的效率。查文献4表2-2可得： 1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.92，5=0.96，由此可得：总效率： =1223445 =0.990.9720.9940.950.96 =0.7745 电动机所需功率： Pd=Pw/=2.58kW 查文献4表16-1选取电动机的功率为3.0 kW。3.电动机转速的选择 在常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/min两者之间选择。前者的总传动比为78.53，后者的总传动比为52.35，前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机。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,其满载转速为960 r/min，查表16-2，可得：中心高H=132 mm；轴外伸轴径D=38 mm；轴外伸长度E=80 mm.四、传动比的分配 计算得内外总的传动比50.26取V带传动的传动比则减速器的总传动比=50.26/3=16.75.因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比低速级的传动比五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1.各轴的转速计算n=nm=960 r/min n=n/i2=205.74r/min n=n/i3=57.31r/min n=n=57.31r/min2.各轴的输入功率计算 P=Pd1=2.5542kW P=P23=2.453kW P=P23=2.355kW P=P13=2.309kW3.各轴的输入转矩计算T1=9550P1/n1=25.409NmT2=9550P2/n2=113.861NmT3=9550P3/n3=392.43NmT4=9550P4/n4=384.77Nm将上述数据归纳总结如下表所示。表1. 各轴的运动和动力参数轴号转速（r/min）功 率（kW）转 矩（Nm）传动比i电动机输出轴9602.554225.4904.6663.5901高速轴205.742.453113.861中间轴57.312.355392.43低速轴57.312.309384.77六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1. 减速器外部传动链传动的设计计算（1）选择链轮齿数。链传动齿数比约为3，查文献4表5-14取小链轮齿数=25.大链轮齿数=75120合适。（2）确定计算功率。已知链传动工作平稳，采用电动机驱动，查文献4 表5-11取=1.3,计算功率为1.32.309=3.0kW（3）初定中心距，确定链节数。初定中心距=30-50p,取=40p。130.02取=130节（取偶数）。（4）确定链节距p。首先确定系数、。由文献3表5-12查得小链轮齿数系数=1.34；由图5-17查得=1.07。选单排链，由表5-13查得=1。所需传递的额定功率2.092kW由文献3图5-15选择滚子链型号为16A，链节距25.4mm。（5）确定链长和中心距。链长3.302m中心距=584.768mm中心距的调整量一般应大于2p。实际安装中心距533.968mm（6）求作用在轴上的压力。链速0.606m/s工作拉力F=1000P/v=3809.8N工作平稳，取压轴力系数=1.2，则轴上的压力 (7)选择润滑方式。根据链速和链节距，按文献3图5-16链传动选择滴油润滑。设计结果：滚子链型号16A-1136GB/T1243.1-1983，链轮齿数选择滴油润滑。2高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率2.554 kW，转速960 r/min，转矩T1=25.490 Nm，齿数比u=i1=4.762，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命10年，由电动机驱动。（1）、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度230HBS;大齿轮:45钢,正火处理，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ZN，YN2.765查文献3图3-18和图3-19得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=1C. 计算许用应力由文献3表3-4取则：（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A. 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。B. 选用8级精度C. 初选参数初选参数：，ZZu=214.762100， , 齿宽系数。D. 初步计算齿轮主要尺寸因采用电动机驱动，工作机载荷平稳，查文献3表3-1得=1，因齿轮速度不高，取=1.05，因为为非对称布置，轴的刚性较小，取=1.13，=1.2，=1.424，由文献3图3-11查得；表3-2查得弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数为：；HP=HP2 =550MPa，因此，有： 故：取标准模数=2 mm，则中心距圆整后取a=125 mm。调整螺旋角：计算分度圆直径：计算圆周速度：计算齿宽：大齿轮：小齿轮：（4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数:查文献3图3-14、3-15得，齿形系数：，；应力修正系数：，。取，则：齿根弯曲强度足够。（5）、齿轮结构设计齿顶圆直径：齿根圆直径：对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮2，因为da2200 mm，所以做成腹板式结构。3低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率2.453 kW，转速205.74 r/min，转矩T2=113.861 Nm，齿数比u=i1=3.666，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命10年，由电动机驱动。（1）、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度230HBS;大齿轮:45钢,正火处理，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ZN，YN2.765查文献3图3-18和图3-19得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=1C. 计算许用应力由文献3表3-4取则：（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A. 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。B. 选用8级精度C. 初选参数初选参数：，ZZu=223.66688， , 齿宽系数。D. 初步计算齿轮主要尺寸因采用电动机驱动，工作机载荷平稳，查文献3表3-1得=1，因齿轮速度不高，取=1.05，因为为非对称布置，轴的刚性较小，取=1.13，=1.2，=1.424，由文献3图3-11查得；表3-2查得弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数为：；HP=HP2 =550MPa，因此，有： 故：取标准模数=2.5 mm，则中心距圆整后取a=145 mm。调整螺旋角：计算分度圆直径：计算圆周速度：计算齿宽：大齿轮：小齿轮：（4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数:查文献3图3-14、3-15得，齿形系数：，；应力修正系数：，。取，则：齿根弯曲强度足够。（5）、齿轮结构设计齿顶圆直径：齿根圆直径：对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮2，因为da2200 mm，所以做成腹板式结构。4.初算轴的直径及轴结构的初步设计已知，最小轴径的初算公式为，轴的材料均选用45钢，调质处理，查得其许用应力=60MPa , C=118107。（1）、高速轴取C=110，则轴端直径在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=16.00mm,再根据所选择的联轴器，取dmin=30mm。初步设计其结构如下图所示：图2. 高速轴结构设计（2）、中间轴取C=110，则：在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=26.39 mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取dmin=35 mm。初步设计其结构如下图所示：图3. 中间轴结构设计（3）、低速轴取C=110，则：在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=39.86mm,再根据设计手册查标准尺寸，取dmin=50 mm。初步设计其结构如下图所示：图4. 低速轴结构设计3. 初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，低载低速，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。表2. 轴承代号及其尺寸性能轴种类轴承代号dDTBCCr/kNC0r/kN高速轴30207357218.25171554.263.5中间轴30208408019.75181663.074.0低速轴302126011023.752219102130由于齿轮圆周速度有大于2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用油润滑。七、联轴器的选择及计算1. 高速轴与电动机机之间的联轴器因为轴的转速较高，启动频繁，载荷有变化，宜选用缓冲性较好，同时具有可移性的弹性圆柱销联轴器。计算转矩，根据文献3表9-2，取工作情况系数KA=1.5，则：查表，选择联轴器型号：LX3。其主要尺寸如下表所示：表3. GICL3型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸型号轴孔类型键槽类型d1LD2LX3Y型A型308238LX5Y型A型5011255八、键连接的选择及计算1.高速轴间键的设计与计算高速轴连接处轴颈d=30 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=8 mm，高度h=7 mm。该轴段长度l=82 mm，故根据标准，可取键长L=70 mm，其有效长度为l=L-b=74mm。高速轴上传递的转矩T1=25.490Nm，由此可得该键所受挤压应力为：该键满足强度条件，其设计是合理的。2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=44 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=12 mm，高度h=8 mm。该轴段长度l=38 mm，故根据标准，可取键长L=32 mm,其有效长度为l=L-b=16 mm。中间轴上传递的转矩T2=113.861Nm，由此可得该键所受挤压应力为：故该键满足强度条件，其设计是合理的。3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d=65mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=18 mm，高度h=11 mm。该轴段长度l=55 mm，故根据标准，可取键长L=50 mm,其有效长度为l=L-b=32mm。低速轴上传递的转矩T4=392.43Nm，由此可得该键所受挤压应力为：4. 低速轴与工作机间键的设计与计算工作机与低速轴连接处轴颈d=50 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=14 mm，高度h=9 mm。该轴段长度l=112 mm，故根据标准，可取键长L=110 mm，其有效长度为l=L-b=96mm。低速轴上传递的转矩T4=384.77Nm，由此可得该键所受挤压应力为：该键满足强度条件，其设计是合理的。九、轴的强度校核计算1. 高速轴（1）、计算齿轮受力齿轮1的圆周力：齿轮1的径向力：齿轮1的轴向力：（2）、画受力简图假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。图5. 高速轴的受力分析（3）、计算支反力铅垂面内支反力： 水平面内支反力：（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮所在截面左截面：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=43.388mm,其抗弯模量W=0.1d3由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。2. 中间轴（1）、计算齿轮受力齿轮2的圆周力：齿轮2的径向力：齿轮2的轴向力：（2）、画受力简图 按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下图所示。图6. 中间轴的受力分析铅垂面内支反力： 水平面内支反力：（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=43.388mm,其抗弯模量W=0.1d3由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。2. 低速轴（1、画受力简图 按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下图所示。铅垂面内支反力： 水平面内支反力：（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=43.388mm,其抗弯模量W=0.1d3由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。十、滚动轴承寿命的校核计算1. 高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：图8. 高速轴上轴承支撑受力 对于30207型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S1S2+Fa ，故有： ， 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：，故有：又，对于轴承2，有：，故有：因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=54.2系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为故，高速轴30207圆锥滚子轴承是合用的。2. 中间轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：图8. 高速轴上轴承支撑受力 对于30208轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S1S2+Fa ，故有： ， 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：，故有：又，对于轴承2，有：，故有：因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=63取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为故，中间轴30208锥滚子轴承是合用的。3. 低速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：对于30212 轴承，查得：e=0.4，Y=1.5，由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S1+FaS2 ，故有： ， 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：，故有：又，对于轴承2，有：，故有：因，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷Cr=102取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为故，低速轴30212 圆锥滚子轴承是合用的。十一、润滑和密封1. 齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低，浸油深度可达1/61/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。齿轮齿面硬度为280350HBS，圆周速度1-2.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为177mm2/s(50摄氏度)，由此选择L-CKC320中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）。2. 滚动轴承的润滑由于齿轮圆周速度大于2m/s，故采用飞溅润滑，飞溅的有一部分直接溅入轴承，一部分先溅到箱壁上，然后再顺着箱盖的内壁流入箱座的输油沟中，经轴承端盖上的缺口进入轴承。 3. 密封本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选用毡圈30 JB/ZQ 4606和毡圈55 JB/ZQ 4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。十二、箱体及附件的结构设计和选择1. 箱体 减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。2. 轴承盖与套杯 均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。3. 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固（具体结构参考装配图）。4. 油面指示器 选用油标尺。油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。油标尺中心线与水平面呈45或大于45角，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装配图。5. 通气孔 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。本减速器选用通气罩。6. 启盖螺钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。7. 定位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。8. 吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.9. 油螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 箱体具体各部分的尺寸大小如表4所示：Pw =2 kW=0.7745Pd=2.58kW50.2616.754.6663.590=25=753.0kW=40p=130节2.092kW滚子链型号为16A，链节距25.4mm。3.302m533.968mm0.606m/s滴油润滑2.765a=125 mm46mm=2.5 mma=145 mmdmin=30mmdmin=35 mmdmin=50 mm滚动轴承选型结果：高速轴：30207中间轴：30208低速轴：30212联轴器:高速轴间键：键8X70GB/T 1096中间轴与其上大齿轮间键：键12X32GB/T 1096低速轴与其上大齿轮间键：键18X50GB/T 1096低速轴与工作机间键：键14X110GB/T 1096 =箱座壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱座凸缘壁厚b12mm箱盖凸缘壁厚b112mm箱座底凸缘壁厚b220mm轴承盖螺钉直径8mm窥视孔螺钉直径6mm定位销直径6mm大齿顶圆与箱体内壁距离1 10 mm齿轮端面与箱体内壁距离2 10 mm箱座箱盖上的肋板厚地脚螺钉直径与数目通孔直径=20 mm沉头座直径底座凸缘尺寸连接螺栓连接螺栓轴承旁连接螺栓直径12mm轴承旁连接螺栓通孔直径轴承旁连接螺栓沉头座直径D=26mm轴承旁连接螺栓凸缘尺寸箱座、箱盖的连接螺栓直径箱座、箱盖的连接螺栓通孔直径箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径D=22箱座箱盖的连接螺栓凸缘尺寸十三、设计小结纸上学来终觉浅，绝知此事要躬行。经过三个星期的“实战演练”，我收获了很多。也许每个男孩都有一个设计师的梦想，我也是抱着这样一个梦想长大的。然而，想像很美好，现实却很残酷。以前我只看到了设计师表面上的光鲜亮丽，这一次，我终于体会到了那一抹光环背后的凄凉痛苦。在没有任何设计基础的条件下，我们迎来了这次课程设计。整整18天，我都陶醉在这孤独、反复的设计之中，算了又画，画了又改，改了再算，就是在这不断重复的过程中，我对设计有了刻骨铭心的认识，我的设计水平有了很大的提升，也正是这一段辉煌的设计岁月，让我看到了每天黑夜转白昼的那一瞬间的美好。其实，设计分为创新性设计跟改进型设计。而我们这次所做的设计是最最基本的设计，基本上是照着书上给出的结构重新设计一下尺寸，把机械设计课堂上所学的知识再走一遍，基本上没什么改进，更谈不上什么创新。然而，即便是如此，对于我们这些还没有接触过实物的学生来说也还是具有很大的挑战性的。对于我们来说，重点不在于创新，关键是要学会设计的基本步骤及其基本技巧。进过这次的设计，我总结出以下几点：首先，要有全局观念。在设计过程中，不能过多的拘泥于某一个很少的零部件，首先应该对整个减速器有个全面的了解，确定其传动方案及基本架构，然后再化整为零，自顶向下，逐步细化到各个