机械设计课程设计双级圆柱齿轮减速器.

1、机械设计课程设计双级圆柱齿轮减速器设计任务书设计题目：设计一带式传输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器。（附简图）设计数据及工作条件：F=6000N;V=1.3m/s;D=400毫米；滚筒效率n =0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）;设计注意事项:生产规模：中小批量；工作环境：有灰尘；载荷特性：载荷平稳，连续单向运转；工作情况：两班制，连续单项运转，载荷较平稳; 使用折旧期：8years工作环境：室内，灰尘较大，环境温度上限35C；动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;检修间隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修； 制造条件及成产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计由减速

2、器或其它机械传动装配图1张。零件图2张，及设计计算说明书一份 组成。设计中所有标准均按我国标准采用。传动方案的分析与拟定Nw=60 X 1000V/ n D=62.1 r/min一般选用同步转速为1000r/min或者1500r/min的电动机作原动机，则可估算出 传动装置的总传动比i约为70或47。根据这个传动比及工作条件可有三种方案， 对这三种传动方案进行分析比较可知：选择链传动，减速器的尺寸小，链传动的尺寸较紧凑。三、电动机的选择3.1. 电动机类型的选择根据工作条件及工作环境，选用卧式封闭型丫（IP44）系列三相交流异步电动机。3.2. 电动机容量1）工作所需功率Pw=F V nw/9

3、550=6000X 1.3/9550=8.125Kw2）电动机输出功率Pd为了计算电动机所需功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率 n。设n、n2、耳3、n4、n5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，由表查的：n =0.99 ；n 2 =0.97 ；耳3=0.99 ；n 4 =0.92 ；n5=0.96则传动装置的总效率为n =n1 n； n3 n4 n 5 =0.992*0.97 2*0.995*0.92*0.96=0.7745电动机所需功率为Pd= Pw/ n =(8.1/0.7745)Kw=10.46Kw由表选取电动机的额定

4、功率为11 Kw03.3. 电动机转速2传动比 i=i 链x i 高x i 低=(23)X( 35)=1875nd=nwX( 1875) =9183825 (r/min )选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。3.4. 电动机型号根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为丫112M-4和Y132M1-6根据电动机满载转速Nm和滚筒转速Nw可算出总传动比。现将此两种电动机数据和总传动比列于下表中：表3-1电动机的数据及总传动比方 案 号电动机型 号额定 功率/Kw同步转速/(r/min )满载转速/(r/mi n)总传 动比轴外伸轴径/mm轴外 伸长 度/m

5、m1Y112M-44.01500144058.0628602Y132M1-64.0100096038.713880由上表可知，方案中虽然电动机转速高、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，决定选用方案2，即电动机型号为Y132M1-63.5.电动机外型简图及安装尺寸ABHHDHABCEABACHD1322161788980280270315四、传动装置的运动和运动参数计算4.1总传动比的确定及各级传动比的分配4.1.1. 理论总传动比i=Nm/Nw=960/21.2=38.714.1.2. 各级传动比分配根据表可知，取链传动的传动比i3 =3，贝U减速器的总传动比为

6、in =38.71/3=12.9双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i1= 莎=-1.3*12.9 =4.095低速级的传动比i2 二 in 厲=12.9/4.095 = 3.1504.2各轴的转速计算：ni 二入=960r / min m = n/i1 =(960/4.095)r/min = 234.43r/min n皿二 n /i2 = (234.43/3.150)r/min = 74.42r / min n 二 n皿=74.42r / min4.3各轴的输入功率计算：各轴功率：I轴：I =Pd 1=8.99x0.99kw=10.36kw,U轴： 印=丨 2 3=10.36*0.97*0.99

7、=9.95kw,川轴：P111 = P11 2 3=9.95*0.97*0.99=9.55kw,卷筒轴：PIV = P111 3 1 =9.55*0.99*0.99=9.36kw ;4.4各轴的输入转矩计算：I =9550* 1/ 1=9550*10.36/960=103.06(KN m)TII =9550* P11 / 2 =9550*9.95/234.43=405.38(KN m)Tm =9550* Pm/ 3 =9550*9.55/74.42=1225.51(KN m)Tiv =9550* Piv / IV =9550*9.36/74.42=1201.13 (KN m)将上述计算器结果列

8、于下表中，以供查用：IV表2-2各轴的运动及动力参数轴号转速 n/(r/mi n)功率P/KW转矩T/(KNm)传动比iI96010.36103.06n233.019.95405.384.095川74.429.551225.513.150IV74.429.361201.131五、传动零件的设计计算5.1减速器外部传动零件的设计计算Pv =9.36 KW/n =74.42r/min链传动：已知传递的功率Pjv =9.36 KW ,小链轮转速 n； =74.42r/min,大链轮转速n；=21.2r/min，载荷平稳，链传动 中心距的距离可调整且应大于(450=225mm。(1) 选择链轮齿数传动

9、比i/= n；/ n2 =74.42/21.2=3.51。根据链轮齿数取奇数原则，并由表2-11(1P38 )选小链轮齿数Z| =29。大链轮齿数 Z2 =i，Z1 = 3.51*29 =101.79，取z2=103P1 =叶血论丁丫阳 / Sf min = 220*2*1/1.4 MPa=314MPa(tfp2 =升阮丫8弘2 / S/min =210*2*1/1.4 MPa = 300MPa(2) 分析失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳 点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传 动应按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要参数，然后再校核

10、 轮齿的弯曲疲劳强度。(3) 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1. 计算小齿轮的名义转矩=9.55*10 6* R/m=9 55* 10 * 10.36/960=103060.42(N mm)2. 选择齿轮类型预估齿轮的圆周速度V兰4m / s。根据齿轮传动的工作ohp1 =580MPa 叶戸？ =550MPa&fp1 =314MPaofp2 =300MPaT1 =103060.42(N - mm)条件(中速、中载、V4m/s等)，可选用斜齿圆柱齿轮传动。3.选择齿轮传动的精度等级按预估的圆周速度，由表3-3( 1P54)初步选用7级精度。4. 初选参数初选：1 =12 ，乙=20，Z2 二

11、ZiU =20*4.095 =81.9 ： 82，x x 0，由表 3-6( 1P70)取-d =1。5. 初步计算齿轮的主要尺寸用式(3-14) ( 1P67)设计计算a时，需首先确定系数K、Zh、Ze、Z ；、Z - o因电动机驱动，载荷中等冲击，齿轮速度不高，非对称布置，轴的刚性较小。取K -1.5 o由图3-15( 1P60)查得ZH =2.45；查表3-5(1P58 ) 得ZE =189.8 MPa ; 取 Z ； = 0.8，Z cos = cos12 =0.989， (rHP =cHP2 =550MPa。由式(3-14) (1P67)，可初步计算出齿轮的分度圆直径d1，模数mn、

12、中心距a等主要参数和几何尺寸：d1 3(ZhZeZ Z：/ HP )2 (2KT1/ d)(u 1)/u 1(2.45*189.8*0.8*0.989 /500)2*(2*1.5*30520.21/1)*1(4.095 1)/4.095】=39.51(mm)mn deos： /乙=39.51*cos12 /25mm = 1.546mm按表3-7 (1P71),取标准模数mn =2mm，则中心距a 二叫 z2) / (2*cos :)-2*(2082)/(2*cos12 )mmz2 = 82-d-1mn = 2mma=105mm=104.28mm1 =13 43 45dt =41.176mmd2

13、 =168.824mmV = 2.55m/ sb2 二 41mmd = 46mm；F1 =71.79MPa圆整后取a=105mm。调整螺旋角：-arccosm(乙 z2)/(2* a)二 arccos2*(2082)/(2*105)-13 43 45计算分度圆直径：di 二口諾 / cos := 2*20 /cos13 43 45二 41.176mmd2 = mnz2 / cos := 2*82 /cos13 43 45= 168.824mm计算圆周速度：n：d1/(60*10002.55(m/s)与估计值接近。计算齿宽：大齿轮：b2 =b 二討=1*41.176 ： 41(mm)小齿轮：D

14、二 b2 (5 T0) mm = (41 5)mm = 46mm(4)验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数：ZV1=z1/cos3 1 = 20/cos313 43 45 =21.8ZV2 二 z2/cos3 1 =82/cos313 43 45 =89.5查图 3-18 (1P62)得，YFa1=2.61, YFa2=2.21;查图 3-19 (1P63)得，YSa1=1.61, Ysa2=1.78;取丫；=0.7, Y|.:=0.9。计算弯曲应力:lFI2KTi/(bdimi)YFalYsaiYYp= 2*1.5*30520.21/ (41*41.176*2) *2.61*1.61*0.7*

15、0.9= 71.79MPa bfp1b F 2 = F 1YFa2Ysa2 / YFa1Ysa1= 71.79*2.21*1.78 / (2.61*1.61)= 67.21MPa bfP2故以上设计成立。1)低速级圆柱齿轮传动低速级主动轮输入功率P=10.36KW，匸= 4.12 ,则转速二(960/4.12)r/min=233.01r/min，齿数比 u =z2 /乙=i =3.131， 单向运转，载荷中等冲击，每天工作16小时，预期寿命5年， 可靠性要求一般，轴的刚性较小，动机驱动。(1)选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力A. 选择齿轮材料、热处理方式按使用条件，属中速、中载，重要性和

16、可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮硬度比大齿轮大3050HBS。由表3-1(1P50)具体选用如下：小齿轮：40MnB，调质处理，硬度为 217255HBS;大齿轮：20CrMnTi，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。B. 确定许用应力极限应力卄和CFlim按齿面硬度查图 3-6 ( 1P51)得，(Thlim1 =580 MPa，P1 =叶血论丁丫阳 / Sf min = 220*2*1/1.4 MPa=314MPa (tfp2 =升阮丫$弘2 / S/min =210*2*1/1.4 MPa = 300MPa(2) 分析

17、失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳 点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传 动应按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要参数，然后再校核 轮齿的弯曲疲劳强度。(3) 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1. 计算小齿轮的名义转矩=9.55*10 6* R/m= 9.55*10 6 *2.946 / 233.01= 120742.89( N *mm)2. 选择齿轮类型ohp1 =580MPachp2 =550MPa&FP1 =314MPaofp2 =300MPan =预估齿轮的圆周速度v兰4m/s。根据齿轮传动的工作 条件（中速、中载、V兰4m/

18、s等），可选用斜齿圆柱齿轮传动。3.选择齿轮传动的精度等级按预估的圆周速度，由表3-3（ 1P54）初步选用7级精 度。4. 初选参数初选：B =12。，w =25，z,=25*3.131 =78.275拓78，x, = x2 = 0，由表 3-6（ 1P70）取屮d =1。5. 初步计算齿轮的主要尺寸用式（3-14）（ 1P67）设计计算4时，需首先确定系数K、Zh、Ze、 Zp。因电动机驱动，载荷中等冲击，齿轮速度不咼，非对称布置，轴的刚性较小。取K =1.5。由图3-15（ 1P60）查得ZH =2.45；查表3-5 （1P58 ）得 ZE =189.和MPa;取 Z 名=0.8，Zp

19、= Jcos1歹=0.989， cthp = chP2 = 550MPa。由式（3-14）（1P67），可初步计算出齿轮的分度圆直径4，模数mn、中心距a等主要参数和几何尺寸： d1 KZhZeZ0別術）2 （2KT1/屮d）*【（u1）/u 】z( = 25 z2 = 78F1mn = 2.5mma=130mm=(2.45*189.8*0.8*0.989/ 550)2 *(2*1.5*120742.89 /1)* 1(3.131)/3.1311= 59.80( mm)mn = d1 cos P / z! = 59.80*cos12 / 25mm = 2.34mm按表3-7 (1P71),取标

20、准模数mn-2.5mm，则中心距a = g (乙 + z2 ) / (2*cos P)=2.5*(25 +78) / (2*cos12 mm= 131.63mm圆整后取a=130mm。调整螺旋角：P =arccosm1(z +z2)/(2* a)= arccos2.5*(25 +78)/(2*130)计算分度圆直径：dj = min/ / cosP= 2.5*25 / cos7 57 7,H=63.107mmd2 =mnz2 /cosB= 2.5*78 /cos7W7”=196.893 mm计算圆周速度：V =4/(60*1000) =0.770(m/s)与估计值接近。计算齿宽：大齿轮：b2=

21、b=屮d4 =1*63.107 茫64(mm)小齿轮：0 =b2+(510)mm = (64 + 5)mm = 69mm(1)验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数：ZV1 二乙/cos3 0 =25/ cos3 7 57 7 = 25.7ZV2 = z2 / cos3 庐=78/ cos3 7 57 7 “ = 80.3查图 3-18 (1P62)得，YFa1=2.65, YFa2=2.21;查图 3-19 (1P63)得，YSa1=1.60, YSa2=1.76;P =7577“dt =63.107mmd2 =196.893mmV =0.770m / sb2 = 64mmd = 69mm取Y=

22、0.7, Yp=0.9。计算弯曲应力：= 12*1.5*120742.89/ (64*63.107*2.5) *2.65*1.60*0.7*0.9= 95.83MPa BfP1 尸 2 = 口 f 1YFa 2丫Sa2 / 丫Fa 1 丫Sal= 95.83*2.21*1.76 / (2.65*1.60)= 87.91MPa bfP2故以上设计成立。六、轴的设计计算1.高速轴的设计和计算由上述可知：输入功率 P=3.068KW，转速 n=960r/min,单向运转， 载荷有冲击，齿轮宽度B=46mm,齿数z=20,法面模数mn=2mm,螺旋角0 =134345，主动轮为左旋齿轮，轴端有 联轴器

23、，假设选用的联轴器为梅花形弹性联轴器LM5，则联轴器轮毂宽度为 L=62mm，质量m=3.60kg，压轴力 Fq =G = mg =3.60*9.806 =35.3N。(1)选择轴的材料该轴传递中等大小功率、转速不咼，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料可选用应用广泛且较经济的45钢。经调质处理，由表6-1 (1P140)查得其许用应力&60MPa。仃1 95.83MPa0f 2 =87.91 MPaP=3.068KW n=960r/minB=46mm z=20 g =2mmP =13 43*45L=62mmFq =35.3Nb=60MPad = 25mm(2) 按扭转强度初步计算轴端直径

24、由表6-3 (1P147)查得C=118107,因联轴器的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径为dmin 二C3P/n =118* 33068/960*(15%) ： 18.25(mm)又由 d =(0.81.2) D故取 d = 25mm。(3) 轴的结构设计轴的设计主要取决于轴上零件、轴承的布置、润滑和密封。同时 要满足轴上零件定位正确、固定可靠、装拆方便、加工容易等。一般将 轴设计成阶梯轴，如上图所示，对于圆柱齿轮，当x 2.5mn时,齿轮与轴做成一体，即成齿轮轴。轴的结构设计，通过以下步骤来完成。1) 轴的径向尺寸的确定以初步确定的轴径为最小轴径，根据

25、轴上零件的受力、安装、 固定及加工要求，确定轴的各段径向尺寸。轴上零件用轴肩定位的相邻 轴径的直径一般相差510mm。当滚动轴承用轴肩定位时，其轴肩直径 由滚动轴承标准中查取。为了轴上零件装拆方便或加工需要，相邻轴段 直径之差应取13m m。轴上装滚动轴承、传动件和密封件等处的轴段 直径应取相应的标准值。需要磨削加工或车制螺纹的轴段，应设计相应的砂轮越程槽 或螺纹退刀槽。2) 轴的轴向尺寸的确定轴上安装零件的各段长度，根据相应零件轮毂宽度和其他结构 需要来确定。不安装零件的各轴段长度可根据轴上零件相对位置来确 定。当用套筒或挡油盘等零件来固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或 轮毂端面之间应留有2

26、3mm的间隙，以防止加工误差使零件在轴向固定不可靠。当轴的外伸段上安装联轴器、带轮、链轮时，为了使其在轴向固定牢靠，也需同样处理。轴段在轴承座孔内的结构和长度与轴承润滑方式有关。轴承用 油润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为 35mm；轴承用脂润滑，为 了安装挡油盘，轴承端面距箱体内壁的距离为 1015mm。轴上的平键的长度应短于该轴段 510m m,键长要圆整为标准 值。键端距零件装入侧轴端一般为 25m m；以便安装轴上零件时使其 键槽容易对准键。轴的外伸长度与轴上零件和轴承盖的结构有关。轴的结构设计如上所示。(4)受力分析计算齿轮受力齿轮的分度圆直径：a rgz/cosl： -2*20 /

27、COS13 43 45 =41.176(mm)轴传递的转矩：T =9.55*106P/ n =9.55*106 *3.068/ 960 = 30520.21N *mm)齿轮的圆周力：Ft =2T/d =2*30520.21/ 41.176 = 1482(N)齿轮的径向力：Fr = Ftta n：n/cosi =1482*tan 20 /cos13 43 45 = 555(N)齿轮的轴向力：Fa 二 Fttan ： =1482*tan13 43 45 =362(N)画受力简图d1 二 41.176mmT -30520.21N 利mFt =1482NFr =555NFa 二 362NRVa =49

28、2.78 N计算支反力铅垂面内支反力:FVa = Fq *(80.265 +48.625+122.625) + Fa *d / 2 + Fr*122.625 /(48.625 +122.625)=135.30*(80.265 +48.625 +122.625) +362*41.176/ 2 + 555*122.625 】/ (48.625 + 122.625)% =97.52N= 492.78( N)R/B = Fq 十 Fr - Rva= 35.30 +555-492.78= 97.52(N)水平面内支反力：RA = Ft *122.625/ (122.625+48.625)= 1482*1

29、22.625 / (122.625 +48.625)= 1061.20(N)RdB = Ft - Rha= 1482 -1061.20= 420.8(N)Rha =1061.20NRhb = 420.8NF $ FrtFbM va =-2833.35N * mmMV（a）=19411.61N * mm皿爲）=11958.39N * mmMH（a）=51600.85N * mm(5)按弯、扭合成强度校核计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A.铅垂面弯矩：Mva - -Fq *80.265M；a）=55131.28N mm二-35.30*80.265二-2833.35(N *mm)剖面a-a处铅垂面

30、弯矩有突变，故M； =52968.39N * mm左截面 MV(a)二 Ra *48.625 - Fq*(80.265 48.625)= 492.78*48.625 -35.30*(80.26548.625)= 19411.61（N *mm）右截面 M（a）二 R/b *122.625= 97.52*122.625= 11958.39（ N mm）B. 水平面弯矩M H（a） = Rha*48.625=1061.20*48.625=51600.85（ N *mm）C. 合成弯矩按m = mH mV计算a-a左截面：/ /2 /2M（a）二.,（MH（a） M/（a）= 9411.61 5160

31、0.85= 55131.28（ N *mm）a-a右截面：M 侖=,（M：a）* M/2a）=11958.392 51600.852= 52968.39（ N *mm）支点A处：MA = MvA| = 2833.25N *mmM A =2833.25N * mmM【a（a）=58092.96N * mmM；a（a）=52968.39N * mmMcaA =18530.01N * mmMca =M2CT)2轴单向运转，载荷有冲击，故其转矩可看成脉动循环变化，取 :=0.6，贝Ua-a左截面：MCa(a)Ma, CT)2 M；a(a)二ca(a)二 Mca(a)/W 二 M caA / 卜d /3

32、2-bt(d 7) / (2* d)=158775.17 / 卜 *33 3 / 32 -10*5*(33 - 5)2 / (2*33) MPa= 54.11MPa ： 一 L =90MPa匕丄 I =100MPa查表 6-2( 1P146)，W : 0.1d3。按式(6-5)( 1P148)校核:因为 m ca(b)M；a(b)必(b) =MCa(b)/W=MC：(b)/0.1d3= 215303.12/ (0.1*40 3)MPa= 33.64MPa w 丘 Jb =90MPa显然，轴满足强度要求。3.低速轴的设计和计算 由上述可知：输入功率 P=2.829KW，转速n=74.42r/min,单向运转， 载荷有冲击，齿轮宽度 B=64mm,齿数z=78，法面模数 mn=2.5mm,螺旋角0 =7无77，主动轮为右旋齿轮，轴端有 联轴器，假设选用的联轴器为弹性柱销联轴器HL3，贝V联轴器轮毂宽度为L=82mm，质量m=8.0kg，压轴力Fq =G = mg =8.0*9.806 = 78.448(N)。(2)选择轴的材料该轴传递中等大小功率、转速不咼，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料可选用 20CrMnTi。经渗碳淬火回火处理，由 表6-1 (1P