机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计2021-2021第1学期姓名：班级：指导教师：成绩：日期：2021年6月1 .设计目的22 .设计任务书及方案23 .电机选择和传动装置的运动、动力参数计算34 .齿轮的设计计算55 .轴的设计计算106 .高速轴键的校核计算167 .高速轴轴承寿命计算178 .联轴器的选择179 .减速器的润滑和密封1810 .箱体的结构设计1811 .设计总结2012 .参考资料211 .设计目的机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环回是学生在校期间第一次较全面的设计水平练习,在实现学生总体培养目标中占有重要地位.本课程设计的教学目的是：1 .综合运用?机械原理及设计?课

2、程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践,使理论知识和生产知识密切地有机结合起来,从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展.2 .在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤,培养学生分析和解决机械设计问题的水平,为以后进行的设计工作打下初步根底3 .通过设计,使学生在计算、绘图、运用并熟悉设计资料包括手册、标准和标准等以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的根本练习进行一次练习.2 .设计任务书及方案带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1系统简图2工作条件单向运转,有稍微振动,经常满载,空载起动,单班制工作,使用期限5年,输送带速度

3、容许误差为5%.3原始数据输送带拉力厂N2.6x103输送带速度vm/s1.0滚筒直径Dmm3004设计工作量1设计说明书2减速器装配图3减速器零件图计算及说明3 .电机选择和传动装置的运动、动力参数计算1电动机的选择1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用丫系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V.选择电动机的容量此带式运输机,其电动机所需功率为Pd=2匕式中：/一工作机的有效功率,即工作机的输出功率,单位为kW.在一从电动机到工作输送带间的总效率.笈是组成传动装置和工作机的各局部运动副或传动副的效率乘积.设小、%,Z44分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动及卷筒传动的效率,那

4、么查?机械设计课程设计指导书?表9-1取7=0.99,%=098,小=097,E=2.6kWP,=3A8kW所选电机Y112M-4%=0.96,那么会=0.992x0.984x0.972x0.96=0.817七UM如nFv2.6X10xl.O.工作机的有效功率A=2.6kW10001000所以电动机所需功率为=生=至丝=3.18%W在0.8173确定电动机的转速二级圆柱齿轮减速器传动比J=840,工作机卷筒轴的转速为60xl000v60x1000x1.0,.皿=r!mui64rimmw4x300/所以电动机的转速可选范围为%=840x64r/nin=5122560r/niin综合考虑,决定选用

5、1500r/min的电动机.根据电动机类型、容量和转速由机械手册选定电动机型号为Y112M4,其主要性能如下：总传动比iz=22.5i=5.61i、=4.014电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/nin)启动转距额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-4414402.22.2主要安装尺寸及外形尺寸：型号HABCDEFXGDGKBY112M1121901407028608X724122452传动装置的总传动比和分配传动比1总传动比为iz=为=22.5其中/为满载转速.2分配传动比J=相考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近.取故i=Jl.4x22.5=5.61.G22.5=4.01/15.613各

6、轴的运动和动力参数1各轴的转速I轴=nm=1440r/min1440II轴n.=/7niin=256.777nin.i15.617HI轴明=7七64r/min3八4.01卷简轴iiw=/?3=64r/nin2各轴的输入功率I轴Pi=办=3.18AWx0.99=3.15AWH轴=P2,73=3.15kIVx0.98x0.97=2.99AW川轴p,=pj7/73=2.99/:lVx0.98x0.97=2.S4kW卷筒轴p*=p3n2Th=2.84kWxO.98x0.99=2.76kW3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为ITd=9.55xIC?x区=9.55x106x网的=2.10895x10,Nm

7、mnm1440r/minI轴Tx=丁4小=21089.5N-mmx0.99=2.08786x104Nmmn轴T2=K小*=20878.6X0.98x0.97x5.61=11.13428xlONmmHl轴T3=T2T2rj3i2=11342.8X0.98x0.97x4.01=4.24428xlO5Ninm卷筒轴屋=T312rh=424428.3x0.98x0.99=4.11780xlO5Nmm现将计算结果汇总如下：轴名功率P/kW转矩T/(Nmm)转速n(“min)电机轴3.182.109X1041440I轴3.152.088xlO41440II轴2.991.134xl05256.7in轴2.8

8、44.244xlO564卷筒轴2.764.119X105644,齿轮的设计计算齿轮材料45钢1高速级齿轮的设计计算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,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮材料：高速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮197286HBS取小齿齿数Z1二17高速级大齿轮选用45#钢正火,齿而硬度为大齿轮156217HBSZ=XZ=5.61X17=95.37取Z,=95.齿轮精度按GB/T100951998?机械设计根底?以下简称教材pl68,选择7级,齿根喷丸强化.设计计算设计准那么齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效,因此要通过强度计算来设计齿轮的

9、尺寸,先分别按齿而接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数,比拟两者的大小,然后按标准模数取值,再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸.考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差,常取大齿轮齿宽b?=b,而小齿轮宽bi=b+(510)mm,以便于装配.按齿而接触疲劳强度设计3,2K7m+1ZZ.2dhLxx二Vh按教材pl69取K=1.6教材P171对于标准齿轮,区域系数Z=2.5按教材表11-1小齿轮接触疲劳极限b=600MPa,大齿轮分曰=360/“a,取失效效率/0.=1许用接触应力bJ=%Q=600MPa,b2=色g=360MPassIT,ri600+3604Cen那么

10、6=-L=480MPa22弹性系数Z?=189.8MPa=牛=5.61,按教材pl75非对称布置力=1转矩7；=2.088xKT*N/wn于是有小齿轮的分度圆直径12Kqw+1ZZ.2dx-xx土)-=V四%初取小齿轮的分度圆直径d=42.5mm2xl.6x2.088xl045.61+12.5x189.8?xx15.61480=42.5mm齿宽b1=42.5mm模数m=2.5计算几何尺寸齿宽济=%x=42.5模数m=4=42.5/17=2.5mm校核齿根弯曲疲劳强度根据教材pl73E丝3kmm方向最终取模数m=2mm乙=21Z,=118中央距a=139mm4=42mmd)=236mmb=42m

11、mb】=45mmb2=40mm齿顶圆直径%=46mml2KT,Y,aYSa?12x1.6x2.088xlO4nniAfi7,于是有？与Ir-mm=x0.016875防1X17-=1.57mm比照计算结果,由齿而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,按教材P57GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径由二42.5加来计算应有的齿数.于是21=必=巴=21.25取乙=21m2那么Z2=Z&=5.61x21=118计算几何尺寸人、?乙+Z221+118中央距a=!=139mm22大小齿轮分度圆直径4=乙.

12、=21x2=42nlmJ=Z,m=118x2=236齿轮宽度b=0.4=42由?机械设计课程设计指导书?以下简称指导书,取A=45,%=40齿顶圆直径4d=4+2m=42+4=46mmdal=d,+2m=236+4=240mm齿根圆直径=42.5/z2=42-2.5x2=37mm4/2df2=d2-2.5m=2362.5x2=231mm2低速级齿轮传动的设计计算231mm1齿轮材料、精度、齿数材料：低速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮197286HBS取小齿齿数Z1=24低速级大齿轮选用45钢正火,齿而硬度为大齿轮156217BSZ2=ZJ2=24x4.01=96.24圆整取Z2=9

13、6齿轮精度:按教材P168GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化设计计算设计准那么齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效,因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸,先分别按齿而接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数,比拟两者的大小,然后按标准模数取值,再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸.考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差,常取大齿轮齿宽b#,而小齿轮宽bi=b+5以便于装配.按齿面接触疲劳强度设计12KTu+1ZhZ22dXtxx-Y为取K=1.6,标准齿轮Z=2.5,=4.01,Ze=189.8,为=175.7mm失效概率取1/100,S=l,7；=1

14、.1134xl05-/n/n同高速齿轮一样匕卜!喧-喧=480MPa2那么有2KT)u+Z/Z6)初取b=75.7m=3.15-Xx()=*b12x1.6x1.1134xl055.0162.5x189.8?14.01480)计算几何尺寸齿宽b=%=75.7/wn模数?=4=7S=3.15nunZ124按齿根弯曲疲劳强度设计2KT、E.Kgm其中4=1,.1134xlON,板？,为=1由教材表11-1取小齿轮弯曲疲劳极限b田=450M外,大齿轮分2=300取S=1.25,那么卜砌=%=丹=360加7%S-1.25凡/=畦=吧=240加&l儿S户1.25查教材的图得4d=2.65,%2=225,&

15、=16&2=18于是有上遍L=265x1.6=00H78乜遇空=2-25xl-S=0.016875叫360%240大齿轮的数值较大,选用.计算模数-J12KT匕2xL6xl.U34xl05、1QY为Z；/Vlx242比照计算结果,由齿而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法而模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d尸75.7mm来计算应有的齿数.757Zj=25.2IRZ,=25,Z2=4.01X25=100计算几何尺寸中央距=吆勾=187.5mm圆整为188mm22大小齿轮分度圆直径d=Z,

16、m=25x3=75mmd2=Z2m=100x3=3OO/7/7/齿轮宽度b=%di=75mm由?机械设计课程设计指导书?以下简称指导书,取4=80,4=75齿顶圆直径=4+2m=75+6=81m22.18最终m=3mmZ,=25Z.=100一a=188mm4=75nund)=300nun一齿宽b=80h2=75mmC&=81mmda2=306?d八=67.5mmd,=d、+2m=300+6=306mm292.5mm齿根圆直径/i=4一25？=75-2.5x3=67.5df2=d2-2.5m=300一2.5x3=292.5mmFt=994.29NFr=361.89N5.轴的设计计算1)高速轴的结

17、构设计高速轴P、=3.15kW,j=1440“min,7；=2.088x104Nmm作用在齿轮上的力：小齿轮分度圆直径4=42lrl.L2(2x2.088x1()4切向力=994.29N442径向力5=5tana=994.29xtan20=361.89Nd14.52mma为标准压力角20初步确定轴的最小直径先按教材p241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LT4型弹性套柱销联轴器p245取C=112,dC3-=112x卡；：=14.52?？高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈4f,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号.参考教材P291选择K,1=1.5转

18、矩7；=7,=1.5x2.088x104=31320Nmm由于计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径d=20mm,d_=20mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度右=44mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度6205深沟球轴承/|_ii=42mmdi=20mm/|.ii=42mm=23mm为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,I-II轴段右端需要制出一轴肩,根据力0.肩d,取h=l.5,故取11-m的直径.|_|=23mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=25mm,为了保证轴

19、端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故I-II的长度应比右略短一些,现取/=42mm.初步选择滚动轴承.因轴承主要受径向力,应选取深沟球轴承.参照工作要求并根据=23,由指导书pll9初步选取0根本游隙组标准精度级的6205深沟球轴承.对于选取的深沟球轴承其尺寸为xDxB=25mmx52x15,故4hv=训-丫口=25?右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.高度h0.07,取=因U七4_v=30mn取安装齿轮处的轴段4Mli=30?？；齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.齿轮毅的宽度为45mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毅宽度,故取仆=42.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高2.

20、5,取几叫=35wn.轴环宽度b1Ah,取b=5mm.轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,考虑轴承座的宽度,故取,|-川=50取齿轮距箱体内壁之距离a=12,两圆柱齿轮间的距离16.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8,滚动轴承宽度B=15/wn,低速齿轮轮毂长L二40,那么/可_弧=B+s+a+(45-42)=(15+8+12+3)mm=38mmiv-v=L+c+a-vi=(80+16+12-5)mm=103mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.高速轴周向固定4、_丫=30

21、mnm=30/、_、1=42vti=35nunAi-Hi=30,vn-MB=38mm,iv-v=103mm根据?机械设计?p200齿轮和半联轴器的轴向H定位均采用平键连接.根据VLVH段轴颈/由指导书pll6查得截而尺寸bXh=8X7键槽用铳刀加工,取长为32mm.为了保证齿轮与轴有良好的对中性,选择齿轮轮毂与轴的配合为7/6.半联轴器与轴的连接选用平键bXhXL=6X6=110x3299=24.9mm256.7最小直径取25mm,最小直径为轴承处的直径,于是也选用深沟球轴承6205,其尺寸为dxx3=25mmx52/nmx15nuna轴的结构图如下矩,于是选择LT8,公称转矩710,孔径选取

22、45mm,L=112mm.4=84根据指导书P120选择深沟球轴承6211,4x0x8=55x100x21键选用x/zxL=18x11x63和xxL=14x9x70输出轴的结构如下4高速轴受力分析受力分析图如下垂直而支撑反力耳尸言r黑詈=92.3NFvl=92.3N269.6NFV2=一A=361.9-92.3=2696N水平而支撑反力=994.3x50146+50=253.6N=994.3-253.6=74O.77V垂直面弯矩加臼=61xL=92.3x146=134758Nmm=FVJxL=296.6x50=14830N,nun水平而弯矩M/八=x乙=253.6x146=370256N丽/J

23、I,J1一M)=x,=740.7x50=37035Nmm总弯矩必=MVi2+M/n2=V13475.82+37025.62=39401.INmmFh=253.6NF2=740.7NM=IV1vi13475.8NmmMh=37025.6N切M2=37O35M加M=3940L7NM.=W+%、=J148302+37035?=39893.9N-mm5)按弯曲扭转合成应力校核高速轴的强度根据教材p246,单向运转,取6=0.66M；+皿)2J39893.92+(0.6x20880)2G=15.5w查p246表14-3得b_=60MP04口/,此轴合理平安.6轴的平安系数校核判断危险截面截面A,II,H

24、I,B只受扭矩作用.所以AIIIIIB无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截而VI和VII处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截而V1的应力集中的影响和截而VII的相近,但是截面VI不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截而C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截而也不必做强度校核,截而IV和V显然更加不必要做强度校核.键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需校核截而vn左右两侧即可.截面vn左侧抗弯系数W=O.F=o.1X3O3=2700抗扭系数吗=02尸=0.2x303=5400弯矩M=M)xI=39893.9

25、X=24335.3N-mm5050转矩7；=2.088x104A.Mm.M24335.3八、弯曲应力=9.01MPabW270077OR2O扭转应力气=十=381MPa5,100材料为45钢,调质,由?机械设计?P187查得b“=637M7%b=268MPa,T|=155MPa,因2=U=0.04.9=叱=1.2d25d25查p211表得有效应力集中系数=1.94,=1.39查p213表取尺寸系数分=0.91,j=0.89,取加工外表质量系数A=0.93,因轴表而未经强化处理,表而强化处理系数凡=1,故表而质量M2=39893.9N/?%,此轴合理安全危险截而截面VII系数尸=力心2=0.93

26、,碳钢受拉伸和扭转平均应力折算系数%=0.10.2,取%=0.1,(p:=0.050.1,取？了=0.05平安系数S=L3L5M弯曲应力幅巴=9.01MRi,对于转轴是对称循环弯曲应力,所以平aW=1.935,%=%=1.935均应力弓.=0.扭转应力幅=d=1Z22s-=Mo只考虑弯矩作用时的平安系数=13一巴一x9.010.93x0.91只考虑转矩作用时平安系数SrkT1.39瓦十的0.93x0.89155=46.3x1.935+0.05x1.935左侧S=125?S=1.5平安24335.31562.5=15.6MPa最后得计算平安系数S=,=-43x-3=12.5s=1.5所以截面VI

27、I左侧平安.ysJTs7J13?+46-截而VII右侧抗弯系数W=(M(J3=.1X253=15625抗扭系数%.=02/3=0.2x253=3125弯矩M=M、xI=39893.9X一心=24335.3N-mm5050转矩7;=2.088M弯曲应力巧=1WTOQQQQ扭转应力4.=-=6.68MR/WT3125材料为45,钢,调质,由?机械设计?pl87查得b“=637MR/*=268MPa,7=155MPa,因L=L2=0.04.2=a=1.2d25d25查p211表得有效应力集中系数%=1.94/7=1.39查p213表取尺寸系数分=0.91,j=0.89,取加工外表质量系数用=0.93

28、,因轴表而未经强化处理,表而强化处理系数用=1,故表而质量系数=0.93,碳钢受拉伸和扭转平均应力折算系数夕=0102,取夕=01,：=0.050.1,取9,=0.05平安系数固=1.31.5M弯曲应力幅仆=一=156必网,对于转轴是对称循环弯曲应力,所以平W均应力%.=0.扭转应力幅吃=%=2=3.34患22只考虑弯矩作用时的平安系数加=%=3,%MPaSa=lZMo=75194(yn+(pa,、x15.6m0.93x0.91只考虑转矩作用时平安系数S一乙_-k139+(prtx3.34+0.05x3.34PsT0i0.93x0.89=26.8最后得计算平安系数7.5x26.8S=,5工Js

29、J+S：a/7.52+26.82=7.2?冈=1.5,所以截而VII右侧平安.右侧S=Z2?6.高速轴键的校核计算S=1.5平安已经选择:齿轮a=8,%=7=32,联轴器e=6,他=6,4=32根据教材P158取许用挤压应力b/=WOMPa工作长度乙=4一4=32-8=244=乙一2=32-6=264T4x20880zr1nl=16.6krflp,&姑30x7x24L4T4x20880djrj,20x6x26一=26.843800=5年8 .联轴器的选择1输入轴联轴器为了隔离振动和冲击,选用弹性联轴器,参考教材P291选择K八=1.5转矩7；=7,=1.5x2.088x104=31320Nmm

30、由于计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm2输出轴联轴器取K八=1.5,T=KR=L5x424AN-m=636.6Nm由于计算转矩小于联轴器公称转矩,根据指导书P134选择LT8弹性联轴器,其公称转矩为710N-in9 .减速器的润滑和密封1齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大,且它们的速度都不大,低速级大齿轮圆周速度M=依60x1000300x6460x1000=m/s5年高速轴选取LT4型弹性套柱销联轴器齿轮传动可轮传动可采用浸油润滑,由于齿面接触应力500MPa.由指导书p95的表GB443-1989选择L-

31、AN32润滑油.2滚动轴承润滑滚动轴承采用脂润滑根据教材p284,由于高速轴滚动轴承=25x1440=3.6xr/nin所以采用脂润滑,由指导书p96选择滚珠轴承脂SY15141998ZGN69-2.3密封为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接外表应精创,其外表粗度应为密封的表而要经过刮研.而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大.并匀均布置,保证局部而处的密封性.为防止油池中稀油溅入轴承座,在齿轮与轴承之间放置挡油环.输入轴与输出轴处用毡圈密封.10 .箱体的结构设计1减速器的箱体采用铸造HT200制成,采用剖分式结构.机体有足够的刚度在机体外加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承

32、座刚度机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=3.机体外型简单,拔模方便.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,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外表并用垫片增强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固B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.C油标油标位在便于观察减速器油而及油而稳定之处.油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔

33、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,以便到达体内为压力平衡.E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.F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,以提升定位精度.G吊钩在机座和机盖上直接铸出吊钩和吊耳,用以起吊或搬运较重的物体.2减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚5J=0.0257+3810箱盖壁厚4=.24+3289箱盖凸缘厚度4bx=1.5J)12箱座凸缘厚度bb=.5d15箱座底凸缘厚度Pp=2.5625地脚螺钉直径*df=0.036.+12M20地脚螺钉数目na1.2J15齿轮端面与内机壁距离一12机盖,机座肋厚叫,7叫0.850.85J叫土8,ma9轴承端盖外径D,-D2=D+(55.5)d3I轴95,II轴95,川轴140轴承端盖凸缘厚度eri.2j310轴承旁联结螺栓距离SSxD、I轴95,II轴95,川轴14011 .设计总结1该方案优缺点该方案齿轮可为直齿、斜齿或人字齿,结构简单,应用广泛.齿轮相对轴承为不对称布置,要求轴有较大的刚度,因此对轴的要求较高,而且齿轮应布置在远离转矩输入输出