机械设计课程设计-双级圆柱齿轮减速器设计.doc

山东大学课程设计说明书课程名称:机械设计课程设计设计题目:双级圆柱齿轮减速器设计指导老师: 学 院：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化班 级：2007级机制三班学 生：学 号： 2010-1-8目 录封面.01目录.02一 设计任务书031 设计任务书 03（1） 设计任务 03（2） 原始数据 03（3） 工作条件 03二 传动系统总体设计031 传动系统方案的拟定.032 电动机的选择043 传动比的分配054 传动系统的运动和动力参数计算.05三 传动系统的总体设计071 v带传动设计计算072 高速级斜齿轮传动的设计计算08 3 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算. .13四 减速器轴和轴承装置设计191 轴的设计19（1）绘制轴的布局图和初定跨距.19（2）高速轴（1轴）的设计.19（3）中间轴（iii轴）的设计.22（4）低速轴（iv轴）的设计.25 2 滚动轴承的选择283 键连接和联轴器的选择30五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.321 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.32（1）齿轮润滑方式的选择 .32（2）齿轮润滑剂的选择 322 滚动轴承的润滑方式和润滑剂的选择32（1）滚动轴承润滑方式的选择32（2）滚动轴承润滑剂的选择323 密封方式的选择33 （1）滚动轴承密封选择33 （2）箱体密封选择33六 课程体会与小结.33七 参考文献.33计算及说明结果一. 设计任务书1 设计任务书（1） 设计任务铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速器传动装置由一个双级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作7年。设计此传动装置。（2） 原始数据（题号3）运输带主动鼓轮轴输入端转矩tw800n/m主动鼓轮直径d 300mm运输带速度vw 0.55m/s减速器设计寿命7年（3） 工作条件两班制工作,空载启动，轻微载荷，常温下连续(单向)运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220v二. 传动系统总体设计1 传动系统方案的拟定。传动系统方案如下图所示。图2-1传动系统方案此传动系统由电动机驱动。电动机先通过联轴器将动力传入带轮，再由带轮传到两级圆柱减速器，然后通过联轴器及开式链传动将动力传至砂型运输带。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级及低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。2. 电动机的选择按照设计要求以及工作条件选用y型三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380伏。（1）：电动机的容量选择根据已知条件由计算得知工作机输入功率pw。pw=设： 带 v带轮的传送效率轴承 球轴承效率齿轮 闭式8级圆柱齿轮传动效率联轴器弹性联轴器的效率链 开式链传动效率=带轴承齿轮联轴器链=0.950.9920.9720.9920.93（2）： 电动机所需的输出功率p0计算 p0= 由表2-3初选电动机型号为：y112m-4型。有关数据如下：方案号电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）最大转矩y112m-44.0150014402.2 y112m-4型三相异步电动机的额定功率pm=4kw,满载转速=1440r/min。由表2-4查得：电机中心高h=112mm，轴伸出部分用于装联轴器段直径和长度分别为：d=28mm，e=60mm。3. 传动装置总传动比的计算及其分配传动系统的总传动比为：i总=取带轮传动比为：i带=2.0 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度hbs=350，齿宽系数相等的时候，考虑齿面接触强度接近相等的条件，故高速级传动比：i高=3.538低速级传动比：i低=2.826链轮传动比为：i链=故传动系统各传动比分别为：i带=2.0； i高=3.538； i低=2.826； i链=2.0564.传动装置的运动参数和动力参数的计算 传动系统各轴输入功率: p=p0=3.785kw p=p带=3.7850.95=3.595kw p=p轴承齿轮=3.5950.990.97=3.453kw p=p轴承齿轮=3.4530.990.97=3.316kw p=p轴承联轴器=3.3160.990.99=3.250kw p=p轴承链=3.2500.990.93=2.992kw 传动系统各轴转速： n=nm=1440r/min n=n/i带=1440/2=720r/min n=n/i高=720/3.538=203.505r/min n=n/i低=203.505/2.826=71.961r/min n=n/1=71.961/1=71.961r/min n=n/i链=71.961/2.056=35.000r/min 传动系统各轴转矩：t=9550=955025.102nmt=9550=9550=47.697nmt=9550=9550=162.014nmt=9550=9550=440.032nm t=9550=9550=431.274nmnw=35.014r/minpw=2.933 kw带 =0.95轴承 =0.99齿轮 =0.97联轴器=0.99链 =0.93=0.775p0=3.785kwy112m-4pm 4 kw=1440（r/min）h=112mmd=28mme=60mmi总=41.126i带=2.0i高=3.538i低=2.826i链=2.056p=3.785kwp=3.595kwp=3.453kwp=3.316kwp=3.250kwp=2.992kwn=1440r/minn=720r/minn=203.505r/minn=71.961r/minn=71.961r/minn=35.000r/mint=25.102nmt=47.697nmt=162.014nmt=440.032nmt=431.274nm t=9550=9550=816.389nm将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表2-2：轴号参数输入功率 kw转速 r/min输入功率 nm3.785144025.0123.59672047.9673.453203.505162.0413.31671.961440.0323.25071.961431.2742.99235.000816.389t=816.389nm3. 传动系统的总体设计1 v带传动设计计算工作情况系数ka=1.2计算功率pc=kapm=1.24.0=4.8kw初选带型号a型小带轮直径d1=100mm大带轮直径d2=198mm计算带长dm=149mm=49mm初取中心距a=450mm带长l=1373.433mm基准长度ld=1400mm求中心距和包角中心距a= = =463.360mm小带轮包角=167.3120求带的根数带速v=7.540m/s传动比i=n/n=1440/720=2.0带根数p0=1.32kw p0=0.17kwk=0.972 kl=0.96z=3.452求轴上载荷 张紧力f0=130.779n轴上载荷fq=1039.813n ka=1.2pc=4.8kwd1=100mmd2=198mmdm=149mm=49mma=450mml=1373.433mmld=1400mma=463.360mmz=4根f0=130.779nfq=1039.813n 图3-1 带轮结构 2 高速级斜齿轮传动的设计计算（1）材料选择及热处理小齿轮1选用45号钢，热处理为调质250hbs；大齿轮2选用45号钢，热处理为调质220hbs。 （2）初步计算的许用接触应力根据图12.17（c）,接触疲劳极限为：=600 mpa；=570 mpa；计算许用接触应力=0.9=540mpa=0.9=513mpa(3) 初步计算小齿轮直径齿宽系数=0.67估计=14，由表12.16查得ad，取ad=90。 =64.436mm齿宽=0.6767=44.89mm（4）确定主要参数和计算主要尺寸模数m,取标准模数m2.5mm。齿数z和z取z=26，z2=92mt=2.577实际传动比：iu=3.538。确定螺旋角=14.041。（取小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋)分度圆直径d和 d。因为：d所以：d67.000mm。d237.100mm。齿宽b和b。 bb44mm b1=b+5mm=49mm载荷系数k按表12.9，取使用系数k1.25。根据齿轮圆周速度：圆周速度v=2.526m/s按图12.9，取动载荷系数k=1.14。齿间载荷分配系数kh ft=1489.015n =40.586n/mm 1,取=1，故z0.774螺旋角系数zz0.985许用接触应力总工作时间 th=730016=33600h应力循环次数nl：nl1=60nth=60172033600 =1.45110nl2=60nth=601203.50533600=4.01210接触寿命系数zn：根据图12.18取z=0.99；z=1.06接触最小安全系数s：当失效概率低于1/100时，取接s1.05。许用接触应力：1= z565.714mpa2= z575.428mpa齿面接触疲劳强度验算： = =499.546mpa 565.714mpa故齿面接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算：根据当量齿数：=28.4828 =100.76101由图12.21、12.22，取齿型修正系数和应力修正系数分别为：2.55；2.61；1.61；1.81。重合度系数：【1.88-3.2（+）】cos【1.88-3.2（）】cos14.0411.682=0.696螺旋角系数：1.359时，取1，螺旋角系数=0.75=0.883齿间载荷分配系数kf：由表12.10注3，=2.607前已求得kf=kh=1.762.607,故kf=1.76。齿向载荷分配系数kf：当b/h=44/(2.252.5)=7.82时，由图12.14得kf=1.24载荷系数k：k= k k kf kf=1.251.141.761.24=3.11弯曲疲劳极限：由图12.23c，=430mpa,=420mpa.弯曲最小安全系数：由表12.14，=1.25。弯曲寿命系数yn：由图12.24，yn1=0.90；yn2=0.95。尺寸系数yx：由图12.25，yx1.0（5） ：许用弯曲应力 =309.6 mpa =319.2 mpa 验算轮齿弯曲强度： = =109.14mpa=103.93mpa 故齿根接触强度满足要求。2：低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）材料选择及热处理小齿轮1选用45号钢，热处理为调质250hb；大齿轮2选用45号钢，热处理为调质220hb。 （2）初步计算的许用接触应力根据图12.17（c）,接触疲劳极限为：=600 mpa；=570 mpa；计算许用接触应力=0.9=540mpa=0.9=513mpa（3）初步计算小齿轮直径齿宽系数=0.765估计=12，由表12.16查得ad，取ad=85。 =88.492mm齿宽=0.76589=68.53mm（4）确定主要参数和计算主要尺寸模数m,取标准模数m3mm。齿数z和z取z=29，z2=82mt=3.069实际传动比：iu=2.828。确定螺旋角 =12.17。（取小齿轮旋向为右旋，大齿轮旋向为左旋)分度圆直径d和 d。因为：d所以：d89.000mm。d257.66mm。齿宽b和b。 bb69mm b1=b+5mm=74mm载荷系数k按表12.9，取使用系数k1.25。根据齿轮圆周速度：圆周速度v=0.948m/s按图12.9，取动载荷系数k=1.05。齿间载荷分配系数kh ft=3795.326n =68.756n/mm 1,取=1，故z0.770螺旋角系数zz0.988许用接触应力总工作时间 th=730016=33600h应力循环次数nl：nl1=60nth=601203.50533600 =4.01210nl2=60nth=60171.96133600=1.45110接触寿命系数zn：根据图12.18取z=1.07；z=1.14接触最小安全系数s：当失效概率低于1/100时，取接s1.05。许用接触应力：1= z611.427mpa2= z618.825mpa齿面接触疲劳强度验算： = =562.30mpa 611.427mpa故齿面接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算：根据当量齿数：31 88由图12.21、12.22，取齿型修正系数和应力修正系数分别为：2.56；2.20；1.62；1.79。重合度系数：【1.88-3.2（+）】cos【1.88-3.2（）】cos12.171.70=0.691螺旋角系数：1.54时，取1，螺旋角系数=0.75=0.899齿间载荷分配系数kf：由表12.10注3，=2.766前已求得kf=kh=1.762.766,故kf=1.76。齿向载荷分配系数kf：当b/h=69/(2.253)=10.22时，由图12.14得kf=1.25载荷系数k：k= k k kf kf=1.251.051.761.25=2.89弯曲疲劳极限：由图12.23c，=430mpa,=420mpa.弯曲最小安全系数：由表12.14，=1.25。弯曲寿命系数yn：由图12.24，yn1=0.91；yn2=0.95。尺寸系数yx：由图12.25，yx1.0（5）许用弯曲应力 =313.04 mpa =319.20 mpa 验算轮齿弯曲强度： = =136.466mpa=129.582mpae； x、y 查表18.7冲击负荷系数fd 查表18.8 当量动载荷p p=fd(xfr+yfa) 计算额定动载荷 cr=p() cr =p() 基本额定动载荷cr 查手册因15159.1 ncr,故6207轴承满足要求。（2）中间轴上轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为lh15000h。轴承所受径向力：fr1=2830.1n； fr2=2302.8n。外载荷轴向力： fa=fa3-fa2=785.297-356.073=429.224n。 6007 62070.04, 0.026e=0.23, e=0.22,x=0.56, x=0.56 y=1.91, y=2.00 fd1.5p=1751.9,p=1790.415159.1n,15492.2n计算及说明结果轴承所受轴向力： fa10 fa2429.224n。 轴承工作转速：n203.505r/min。预选6008与6208两种深沟球轴承方案进行计算，由手册查得轴承数据如下：方案轴承型号cr/ncor/nd/mmb/mm1600813200942068152620822800158008018 fa2/cor fa2/ cor429.224/core 查表18.7 fa2/fr2 fa2/fr2429.224/2302.80.19e； x、y 查表18.7冲击负荷系数fd 查表18.8 当量动载荷p p=fd(xfr+yfa) 计算额定动载荷 cr=p() cr =p() 基本额定动载荷cr 查手册 6208轴承满足要求。（3）低速轴上轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号7x09ac轴承预期寿命取为lh15000h。 e 查表18.7 e=0.68轴承所受径向力： fr1=2451.6n； fr2=1473.2n。外载荷轴向力： fa=785.297n。附加轴向力： fs1=0.68fr1=1667.1n fs2=0.68fr2=1001.8n fs2+fa=1787.1nfs11端轴承被压紧 fa1=1787.1n2端轴承被放松 fa2=1001.8n fa1/fr1=0.73e fa2/fr2=0.68=e x、y 查表18.7 x=0.41,y=0.87 x=1,y=0冲击负荷系数fd 查表18.8 fd=1.26008 62080.046, 0.027e=0.25, e=0.22,x=0, x=0 y=1, y=1 fd1.2p=3396.12ncr=19285.3ne=0.68fr12451.6nfr21473.2nfa=785.297nfs1=1667.1nfs2=1001.8nfa1=1787.1nfa2=1001.8n计算及说明结果 当量动载荷p p=fd(xfr+yfa) p1p2 计算额定动载荷 cr=p() cr =p1() 基本额定动载荷cr 查手册 选7009acj cr=18800n12335.6n3 键连接和联轴器的选择（1）高速轴上键联接的选择选a型普通平键联接。联接带轮处，