机械设计课程设计-二级展开式减速器的设计-长安大学

机械课程设计说明书课题名称：二级展开式圆柱齿轮减速器学院：材料科学与工程学院班级：学号：学生:指导教师：时间：2011年6月机械设计课程设计说明书目录一、设计任务书…………..………..…(2)二、原动机的选择…………..……..…(3)三、计算总传动比及传动比分配……………(4)四、传动装置的运动和动力参数的计算……………(4)五、传动零件的设计计算……….….…………........………..……(5)六、轴的设计………………..…..…..(14)七、滚动轴承的选择与计算………….……….……(25)八、连接的选择和计算……………..(27)九、联轴器的选择…………...….……...…...…..…..(27)十、润滑方式、润滑品牌及密封装置的选择….….(28)十一、箱体的结构选择.…….…….…(29)十二、设计小结…………..….…..….(31)十三、参考资料…………..….…..….(32)一、设计任务书1、带式运输机的工作原理带式运输机传动示意图如图2、已知条件：1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力源：电力，三相交流，电压380/220V5）运输带速度允许误差为±5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、设计数据：输送带工作拉力F=4500N；输送带速度V=1.8m/s；卷筒直径D=400mm4、设计内容：为二级展开式圆柱齿轮减速器，方简图如下图：5、设计要求：1.完成减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.编写设计计算说明书一份。二、原动机选择1、电动机类型选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：设分别为刚性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、滚筒、弹性联轴器的效率，由表查得，，，，，则传动装置的总效率为工作机需要的有效功率：确定电动机转速:计算滚筒工作转速：经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比，二级圆柱斜齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为F=4500NV=1.8m/sD=400mm4、选择电动机型号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Y160M-4的三相异步电动机，额定功率为11，满载转速，同步转速。该电动机的中心高160，轴外伸轴径为42，轴外伸长度为110。三、计算总传动比及传动比分配总传动比：传动装置传动比分配查表，取带传动的传动比，则减速器的总传动比为双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为低速级的传动比为四、传动装置的运动和动力参数的计算1、各轴的转速计算：2、各轴的输入功率计算：3、各轴的输入转矩计算：运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表如下：项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r/min）1460730219.74785.973功率(kW)7.59.8159.3308.870转矩(N*m)/128.402405.517985.292传动比23.3222.556五、传动零件的设计计算（一）、高速级齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。3)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。2、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数由以上计算得小齿轮的转矩查表及其图选取齿宽系数材料的弹性影响系数按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）计算应力循环次数7）查图表得，接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S=1，得：（2）计算：1)带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为圆周速度：计算齿宽：4)计算齿宽与齿高之比：模数: 齿高:∴5)计算载荷系数：根据,8级精度，查[1]图4-8得动载系数对于直齿轮，查[1]表10-2得使用系数查[1]表10-4，用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，由，可查得故载荷系数按实际载荷系数校正分度圆直径:计算模数：3．按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为确定公式内的各计算数值查图，得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限查图得弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得计算载荷系数K.查表得齿形系数.查表得,查表得应力校正系数.查表得,计算大、小齿轮的并加以比较.大齿轮的数值大.设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数2.34，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数取，则大齿轮齿数，取.这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.4.几何尺寸计算（1）分度圆直径：中心距：（3）齿轮宽度：取,（二）低速级齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。3)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。2、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2)由以上计算得小齿轮的转矩3)查表及其图选取齿宽系数4)材料的弹性影响系数5)按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）计算应力循环次数7）查[1]图10-19得，接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S=1，得：（2）计算：1)带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为2）圆周速度：3）计算齿宽：4)计算齿宽与齿高之比：模数: 齿高:∴5)计算载荷系数：根据,8级精度，查[1]图4-8得动载系数对于直齿轮查表得使用系数查表，用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，由，可查得故载荷系数6）按实际载荷系数校正分度圆直径:7)计算模数：3．按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为(1)确定公式内的各计算数值1）查[1]图10-20c，得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限2)查[1]图10-18得弯曲疲劳寿命系数,3）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得4）计算载荷系数K.5）查[1]表10-5得齿形系数,6）查[1]表10-5得应力校正系数..,7）计算大、小齿轮的并加以比较.大齿轮的数值大.（2）设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数取，则大齿轮齿数，取.这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.4.几何尺寸计算（1）分度圆直径：（2）中心距：（3）齿轮宽度：取,5.结构设计首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按课本荐用的结构尺寸设计。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。六、轴的设计（一）高速轴的设计（1）总结以上的数据功率转矩,转速齿轮分度圆直径（2）求作用在齿轮上的力Fr=Ft×tan=10489.995×tan20°=3818.045N（3）初步确定轴的直径先初步估算轴的最小直径。选取轴45号钢调质处理。查表[1]15-3选取A.各轴段直径的确定：根据公式此轴的最小直径显然是安装带轮处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与带轮的孔径相适应，故需同时确定带轮的孔径。B.带轮的孔径的确定因为，取。C.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A.为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端要求制出一轴肩，此段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查[2]表15-8手册，选用中的毛毡圈，故取轴。带轮与轴配合的毂孔长度，故取。B.初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高速转时也可承受纯的轴向力，固选用深沟球轴承。又根据选，选6308号轴承。其尺寸为故，。C.取安装齿轮处的轴段6-7的直径。此轴段的长度应略小于齿轮的宽度，取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度>，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。D.轴承端盖的总宽度为（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）。根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与带轮的距离为。故取。E.右端滚动轴承与齿轮的右端采用套筒定位，此轴段长应大于轴承宽度，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离，取，取齿轮与箱体的内壁的距离为，则。F.的值待中间轴的总长确定以后再定。3）轴上零件得周向定位齿轮，带轮与轴的周向定位都采用平键联接。按，由表[1]6-1手册查得平键的截面，同理，，。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选，半联轴器与轴得配合选。滚动轴承与轴得周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。4)确定轴的的倒角和圆角参考[1]表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见上图（二）中间轴的设计（1）总结以上的数据功率转矩,转速齿轮分度圆直径（2）求作用在齿轮上的力Fr=Ft×tan=10489.995×tan20°=3818.045N（3）初步确定轴的直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表选取A0=112。于是有（4）选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽可能统一型号,所以选择6008号轴承，其尺寸为d×D×B=40×68×15。（5）轴的结构设计1）定轴上零件的装配方案2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，A.由低速轴的设计知，轴的总长度为L=7+79+6+67+30=189mm；由于轴承选定所以轴的最小直径为40mm，所以左端L1-2=48mm，直径为D1-2=40mm；左端轴承采用轴肩定位，查得6008号轴承的轴肩高度为4mm，所以D2-3=45mm；B.同理右端轴承的直径为D1-2=40mm，定位轴肩为4mm，在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm，8mm为轴承里减速器内壁的厚度。C.又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm，D.同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm，由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm；取大齿轮的轮毂直径为45mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为4mm，至此二轴的外形尺寸全部确定。3)轴上零件得周向定位齿轮、轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=45mm，由手册查得平键的截面b*h=14*9(mm),L=36mm，同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4)确定轴的的倒角和圆角查表得，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图（三）低速轴的设计1）总结以上的数据。功率转矩,转速齿轮分度圆直径2）求作用在齿轮上的力3）初步确定轴的直径先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取。于是有此轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。4）联轴器的型号的选取查表[1]14-1,考虑到在和变化不大，故取则:按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，固取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。5）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A.为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端要求制出一轴肩，固取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比略短一些，现取。B.初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高速转时也可承受纯的轴向力，固选用深沟球轴承。又根据选，选6313号轴承。其尺寸为故，而右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6313型轴承的定位轴肩高度，因此取C.取安装齿轮处的轴段4-5的直径。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂的宽度为，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度>，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。D.轴承端盖的总宽度为（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）。根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为。故取。E.取齿轮与箱体的内壁的距离为，小齿轮与大齿轮的间距为，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离，取，已知滚动轴承的宽度，小齿轮的轮毂长，则至此，已初步确定轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按，由表[1]6-1手册查得平键的截面，同理，，。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选，半联轴器与轴得配合选。滚动轴承与轴得周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。4)确定轴的的倒角和圆角参考[1]表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见上图求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19NFr=Fttana=Fttan20°=858.31N通过计算有FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61N·M同理有FNV1=330.267NFNV2=697.23NMV=40.788N·M102.11N·M载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267NFNV2=697.23N弯矩MH=93.61NMV=40.788N总弯矩M总=102.11N扭矩T3=264.117N（轴上载荷示意图）6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）计算轴的应力前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度A.判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。B.截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩为T3=264.117N截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[1]附表3-2查取。因，，经插值后可查得，又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为由[1]附图3-2得尺寸系数；由[1]附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为于是，计算安全系数值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。七.滚动轴承的选择和计算（一）高速轴：轴承7206C的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取基本额定动负荷为则，该轴承的寿命满足使用8年要求。（二）中间轴：轴承7208C的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取基本额定动负荷为则，该轴承的寿命满足使用8年要求。（三）低速轴：轴承72011C的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取基本额定动负荷为则，该轴承的寿命满足使用8年要求。八.连接的选择和计算传递转矩已知；键的工作长度l=L-bb为键的宽度；键的工作高度k=0.5hh为键的高度；代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（N·m）极限应力（MPa）高速轴无键安装中间轴14×9×36（圆头）46224.5141.46214×9×70(圆头)46564.5141.424.4低速轴18×11×70（圆头）60525.5586.868.4普通平键的强度条件为；由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。九、联轴器的选择：由于刚性联轴器价格便宜、构造简单、可传递较大转矩、对中性较好，所以优先考虑选用它。高速轴用联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用刚性凸缘联轴器GYS4（GB/T5843-2003），其主要参数如下：公称转矩许用转速：V=9000r/min轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚连接链轮联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选用弹性销柱联轴器LX4（GB/T5014-2003），其主要参数如下：公称转矩许用转速：V=3870r/min轴孔直径,,轴孔长，半联轴器厚十.润滑方式、润滑品牌号及密封装置的选择齿轮的润滑：根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型：由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，II级大齿轮浸油高度约为0.7个齿高但不少于10mm，该大齿轮齿高=2.5<10mm，所以II级大齿轮浸油高度取=11mm。III级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径（3.125—56.7mm），由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39mm。所以大齿轮的浸油深度选为=50mm。大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为30—50mm，所以选取的油池深度为80mm滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为0.99小于2m/s，所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。润滑油的选择：齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。轴承润滑脂，选用通用锂基润滑脂ZL—1，普遍应用在各种机械部位。密封方法的选取：选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十一、箱体的结构设计：箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装与拆卸。剖分时箱体的结构尺寸选择：箱座壁厚=0.025a+3>=8mm；a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=206.25，=8.16>=8满足要求，取壁厚=10mm；箱盖壁厚=（0.80.85），>=8mm，则=8.5mm；地脚螺栓直径=0.036a+12=19.4，选择M20；地脚螺栓数目：由于a=206<250，所以n=4；由查表得：名称符