二级圆柱齿轮减速器(机械设计课程设计) 车辆工程论文

机械设计课程设计题目二级圆柱齿轮减速器学生姓名专业_车辆工程学号_222005080306045班级_2010级2班指导教师成绩_工程技术学院2012年7月目录1前言2传动装置的总体设计21比较和选择传动方案22选择电动机23计算总传动比和分配各级传动比24计算传动装置运动和动力参数3传动零件的设计计算31第一级齿轮传动设计计算32第二级齿轮传动设计计算4画装配草图41初估轴径42初选联轴器43初选轴承44箱体尺寸计算5轴的校核计算51高速轴受力分析52中速轴校核计算53低速轴校核计算6轴承验算61高速轴轴承验算62中速轴轴承验算63低速轴轴承验算7键联接的选择和计算71高速轴与联轴器键联接的选择和计算72中间轴与大齿轮键联接的选择和计算73低速轴与齿轮键联接的选择和计算74低速轴与联轴器键联接的选择和计算8齿轮和轴承润滑方法的确定81齿轮润滑方法的确定82轴承润滑方法的确定9密封装置的选择10结论参考文献致谢二级圆柱齿轮减速器西南大学工程技术学院，重庆4007161前言机械设计课程设计是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练，也是机械设计课程的一个重要教学环节，其目的是第一、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使学生知识得到巩固，深化和扩展。第二、学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件部件、机械传动装置和简单机械的设计原理和过程，第三、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料手册、图册、标准和规范等以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。机械设计课程设计的题目是带式运输机的传动装置的设计，设计内容包括确定传动装置总体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算；轴承，联轴器，润滑，密封和联接件的选择与校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计说明书；毕业设计总结；最后完成答辩。2传动装置的总体设计21比较和选择传动方案22、选择电动机类型及功率221选择电动机类型用Y系列电动机222确定电动机功率计算及说明结果工作机的效率096WJ传动装置中各部分的效率,查手册中表177级精度的一般齿轮传动效率097齿弹性联轴器传动效率联齿式联轴器传动效率09L滚子轴承传动效率8球电动机至工作机之间传动装置的总效率L联滚子齿滚子齿滚子09870990863工作机所需功率12WFPKW所需电动机功率974D08312WPKW974D223确定电动机转速由所需电动机功率查手册中表121，可选Y160M4型电机，额定功率11KW，满载转速1460R/MIN,电机级数4级。由,得。60WVD601723/MIN345NR23计算总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为6073MWNI式中NM电动机满载转速,R/MIN一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比,取21I53I12,4I24计算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为、轴,则1各轴转速1460MINMNR1229I5I23763IN4NRI式中NM为电动机满载转速,R/MINN1、N2、N3分别为、轴转速,R/MIN为高速轴,为低速轴2各轴功率1019647DPKW2123238K式中PD为电动机输出功率,KWP、P、P分别为、轴输入功率,KW；依次为电动机与轴轴轴的传动效率。2310，3各轴转矩119567TPNNM22094813309567WWTPN3传动零件的设计计算用机械设计课程设计手册所附光盘工具配合AUTOCAD2006设计各级啮合齿轮过程及结果如下31第一级齿轮传动设计计算输入数据如图工作模式设定如图校核如图第一级齿轮设计最终结果如下计算及说明结果设计传递功率/KW974523小轮最高转速/R/MIN146000小轮最大扭矩/NMM6374450预期工作寿命/H38400第公差组精度运动精度7第公差组精度运动平稳性7第公差组精度接触精度7名义传动比500实际传动比500使用系数110动载系数112接触强度齿间载荷分配系数129接触强度齿向载荷分布系数149弯曲强度齿间载荷分配系数143弯曲强度齿向载荷分布系数1415I支承方式非对称支承传动方式闭式传动齿面粗糙度RZ/M320润滑油运动粘度V40/MM2/S2200小轮齿数Z117小轮齿宽B1/MM6800小轮变位系数X1/MM00000小轮分度圆直径/MM6800齿轮法向模数MN/MM400小轮计算接触应力/MPA44847小轮接触疲劳许用应力/MPA60536小轮接触疲劳极限应力/MPA73000小轮计算弯曲应力/MPA5057小轮弯曲疲劳许用应力/MPA29518小轮弯曲疲劳极限应力/MPA27500小轮材料及热处理方式合金钢调质小轮齿面硬度/HV1028000大轮齿数Z285中心距/MM204000大轮齿宽B2/MM6800大轮变位系数X2/MM00000大轮分度圆直径/MM34000大轮计算接触应力/MPA44847大轮接触疲劳许用应力/MPA47378大轮接触疲劳极限应力/MPA48500大轮计算弯曲应力/MPA4671大轮弯曲疲劳许用应力/MPA21044大轮弯曲疲劳极限应力/MPA19500大轮齿面硬度/HBW21000Z117B168D168MN440CRZ285B268D2340大轮材料及热处理方式结构钢正火极限传递功率KW108761345钢32第二级齿轮传动设计计算输入数据如图工作模式设定如图校核如图第二级齿轮设计最终结果如下计算及说明结果设计传递功率/KW917119小轮最高转速/R/MIN29200小轮最大扭矩/NMM29994818预期工作寿命/H38400第公差组精度运动精度7第公差组精度运动平稳性7第公差组精度接触精度7名义传动比400实际传动比400使用系数110动载系数107接触强度齿间载荷分配系数128接触强度齿向载荷分布系数151弯曲强度齿间载荷分配系数142弯曲强度齿向载荷分布系数1434I支承方式非对称支承传动方式闭式传动齿面粗糙度RZ/M320润滑油运动粘度V40/MM2/S2200小轮齿数Z117小轮齿宽B1/MM11000小轮变位系数X1/MM00000小轮分度圆直径/MM11050齿轮法向模数MN/MM650小轮计算接触应力/MPA47133小轮接触疲劳许用应力/MPA59563小轮接触疲劳极限应力/MPA73000小轮计算弯曲应力/MPA5370小轮弯曲疲劳许用应力/MPA25879小轮弯曲疲劳极限应力/MPA27500小轮材料及热处理方式合金钢调质小轮齿面硬度/HV1028000大轮齿数Z268中心距/MM276250大轮齿宽B2/MM11000大轮变位系数X2/MM00000大轮分度圆直径/MM44200大轮计算接触应力/MPA47133大轮接触疲劳许用应力/MPA49075大轮接触疲劳极限应力/MPA48500大轮计算弯曲应力/MPA4926大轮弯曲疲劳许用应力/MPA18362大轮弯曲疲劳极限应力/MPA19500大轮齿面硬度/HBW21000Z117B1110D311050MN6540CRZ268B2110D4442大轮材料及热处理方式结构钢正火极限传递功率KW99424245钢4画装配草图41初估轴径在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产成本。由式162,得各轴的最小直径分别DCMN33723381250PDCMN式中C为轴强度计算系数,40CR和45钢所对应的系数分别为102和112。考虑到实际情况,可将这三轴的最小轴径定为22MM,35MM和52MM。42初选联轴器联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器,由于轴的转速较高,为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用鼓型齿式联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用LT6联轴器4280Y/GBT4320减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GY7联轴器584315J2003。43初选轴承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对直齿轮传动，经比较选择，采用两对深沟球轴承。从高速轴到低速轴，选用的轴承分别为6305,6308,6312。44箱体尺寸计算查手册中表1110025，可计算出箱体各部分尺寸，具体如下名称符号具体数值箱座壁厚10MM箱盖壁厚110MM箱盖凸缘厚度B115MM箱座凸缘厚度B15MM箱座底凸缘厚度B225MM地脚螺钉直径DF24MM地脚螺钉数目N6轴承旁联接螺钉直径D118MM盖与座联接螺钉直径D212MM联接螺栓D2的间距L150MM轴承端盖螺钉直径D312MM视孔盖螺钉直径D410MM定位销直径D10MM轴承旁凸台半径R124MMDF、D1、D2至外箱壁距离C1342618DF、D2至凸缘边缘距离C22816箱座肋厚M9MM大齿轮齿顶圆与内箱壁距离114MM齿轮端面与内箱壁距离210MM结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其结构形式如下图所示70194减速器布局草图921007294176ABC5轴的校核计算53低速轴校核计算低速轴结构和受力分析图如下F垂直面弯矩图T31123236NMM65704NMI当量弯矩图15762RFN18R2106RFN436R8T1258RF436R2106RFNE垂直面受力图15762RFN4832TFN2307R2307RFN5415522122708G合成弯矩图5816678H转矩图657042XYXZMNMM5816678T31123236NMMNMA轴结构图B轴受力图C水平面受力图D水平面弯矩图F垂直面弯矩图I当量弯矩图低速轴材料选用45钢调质,轴的弯曲应力校核步650,360BSMPAA骤如下计算及说明结果计算齿轮受力齿轮所受的力圆周力243097832TTFND径向力243TANTAN46RD转矩T31123236NMM计算支承反力水平面反力41762580RRF291RN垂直面反力4176520TRF218376130TRN水平面受力图,如C图所示垂直面受力图,如E图所示画轴弯矩图水平面弯矩图,如D图所示垂直面弯矩图,如F图所示合成弯矩图,如G图所示合成弯矩2XYXZM画轴转矩图轴受转矩TT3转矩图,见图H许用应力用插入法由表163,查得106,125BBMPAPA4832TFN46RT31123236NMM1258RFN061572R230FN应力校正系数1060582B画当量弯矩图当量转矩05812365704TNM当量弯矩在齿轮中间处2816MT当量弯矩图,见图I校核轴径轴径3315867459600BDM经检验轴所用尺寸合格。65704TNM81M4596DM合格。低速轴安全系数校核计算如下计算及说明结果经过初步判断，截面的应力较大，并且较集中。因此，下面将对截面进行安全系数校核。材料选用45钢，。MPA650BPA360S对称循环疲劳极限M2854BB1A19脉动循环疲劳极限P677B1B0A3256等效系数180482B012531901截面上的应力水平面弯矩2178NMMPA286B195A4B0P3128250垂直面弯矩5412NM合成弯矩867IM弯曲应力幅35186950IAMPAW弯曲平均应力M扭转切应力32147T扭转切应力幅和平均切应力082AMPA应力集中系数有效应力集中系数因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径R3MM，由和，从附录表1中查出03758/,1/DRDMPA60B。2495TK表面状态系数由附录5查出92尺寸系数由附录6查出70,3安全系数弯曲安全系数设为无限寿命，由式165得1KN12862950973NBAMKS扭转安全系数11648524602573097NAMKS复合安全系数222814SS经检验轴所用尺寸合格。58167IMNM9APA0M16482AAMP241,95TK07,3629S6485SS62615S合格6轴承验算61高速轴轴承验算528,318,0/MINROROCKNR脂润滑计算及说明结果轴承寿命计算经计算12260891475TTTFNFDANRTR水平受力分析对C点取矩,则有170657014942RRN对A点取矩,则有239826RF垂直面受力分析对C点取矩,则有17047046TRN281326TRF左边轴承径向力22174509R右边轴承径向力286134RFN冲击载荷系数，查表188得2FD取，1X0Y当量动载荷1596108DRPFFN22432基本额定寿命由于,所以只需要对该轴右边的轴承进行寿命校核12P66331022105280465849CRLHHN年1509RFN2421FD1608PN293103465LH故高速级轴承满足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷0159RPFN24安全系数S0正常使用圆柱滚子轴承，查表1814，得20S计算额定静载荷0101259018RRRCSPNC2042许用转速验算载荷系数F1由,查图1819，得1640815R1F由，查图1819，得2932RPC12许用转速N1080F2均大于工作转速1460R/MIN。检验结果该轴承合格。0159RPN240S108RRC02N1F2180/MINNR2合格62中速轴轴承验算计算及说明结果轴承寿命计算左边轴承径向力NFR53946023189右边轴承径向力R72冲击载荷系数，查表188得DF，1X0Y当量动载荷NFFPRD53941226基本额定寿命NFR5394162DFNP5394162查机械设计手册第67页表62，得，510CRKN。因，只计算左边轴承KNCR53021P年810675349106043261HRNHL故中速级轴承满足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷NFPR534910R62安全系数S0正常使用圆柱滚子轴承，查表1814，得20S计算额定静载荷RRRCNPSC10101698534202许用转速验算载荷系数F1由,查图1819，得1053491R96F1由，查图1819，得62RCP2许用转速N67901F02均大于工作转速194R/MIN。经检验该轴承合格。HL41067NPR53491062RRC01098N26390F12MIN/701RN2合格。63低速轴轴承验算计算及说明结果轴承寿命计算左边轴承径向力22158761896RFN右边轴承径向力20304R16879RFN2304冲击载荷系数，查表188得1DF取，1X0Y当量动载荷1687906DRPFFN223453基本额定寿命由于,所以只需要对该轴左边的轴承进行寿命校核12P查机械设计手册第66页表61，得。810CRKN663310108196245387CRLHHN年故高速级轴承满足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷016879RPFN234安全系数S0正常使用圆柱滚子轴承，查表1814，得018S基本额定静载荷C0R518KN计算额定静载荷01010867913RRRSPNC0202030458RRR许用转速验算载荷系数F1由,查图1819，得1687RC1098F由，查图1819，得2354081RP1F2许用转速N10940/MINFR25均远远大于工作转速73R/MIN。1DF16807PN235410396245LH016879RPN2340S010RR2RR1098F21490/MINNR25合格校验结果该轴承合格。7键联接的选择和计算71高速轴与联轴器键联接的选择和计算高速轴与联轴器键联接的轴的直径为22MM,查表411，可知时230DM可选用键，即键宽8MM、高7MM，键长。870L70键的接触长度。MBL601联轴器采用35锻钢制造，。MPA3P校核键的联接强度，N487T142H，符合要求。1928325460PPTDHL键标记键。材料选用45钢。03GB72中间轴与大齿轮键联接的选择和计算中间轴与大齿轮键联接的轴的直径为48MM，查表41，可知当时450DM可选用键，即键宽14MM、高9MM，键长80MM。198齿轮采用45钢制造，则此联接所能传递的转矩为MPA130P，满足使用要求。242574194PTHLDNMTN键标记键