课程设计--直齿圆柱齿轮减速器的设计.doc

课 程 设 计 课程名称 机械设计/机械设计基础课程设计题目名称 直齿圆柱齿轮减速器的设计学生学院 信息工程学院专业班级 06级计算机测控（1）班学 号 _ 3106002593学生姓名 指导教师 2008 年7月 10 日目 录一、设计任务书3二、传动方案的拟定及说明4三、电动机的选择5四、计算传动装置的运动和动力参数6五、带的设计7六、齿轮传动设计8七、轴的设计10八、轴承的选择与寿命校核12九、键的选择与计算13十、联轴器的选择14十一、减速器附件的选择14十二、润滑与密封17十三、设计总结17十四、参考资料目录18计算项目计算过程步骤计算结果二、 传动方案的拟定及说明1、任务要求：设计一带式输送机，该输送机每日工作8小时，每年工作250天，使用年限伟10年，其工作工作过程中载荷稳定。2、原始数据：滚筒直径：310mm； 滚筒转矩：125nm；输送带速度：1.55 m/s； 传动装置总效率：0.85；3、基本设计方案：机器通常由原动机、传动装置和工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力的，并可用以转速、转距的大小或改变运动形式，以适应工作机动功能要求。传动装置的设计对整台机器的性能、尺寸重量和成本都有很大的影响。一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能外，还应当工作可靠、结果简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构，由已知计算驱动卷筒的转速： nw = 601000v/(d)=6010001.55/(3.14310)=95 r/min选择1000r/min或1500r/min的电机作为原动机，则总传动比约为12或18。而由课程设计课本表21可查得：带传动传动比为24，圆柱齿轮传动比为36，初步拟定以二级传动为主。由于其宽度尺寸大，带的寿命短，不宜在恶劣的条件下工作，但a方案的制造成本低，结构比较简单，所以还是符合了我们设计的要求，所以在这个设计中确定选择a方案。其方案如下所示： d310mmt125 nmv1.55m/s0.85nw95 r/min三、电动机的选择目前应用最广泛的是y系列三相异步电动机，其结构简单，起动性能好，工作可靠，价格低廉，维护方便适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体，无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。确定电动机的功率电动机功率的选择直接影响到电动机的工选择电动机型号1.选择电动机类型，按已知工作条件和要求选用效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低的y型卧式封闭结构三相异步电动机。2.选择电动机功率，工作机所需的电动机输出功率为：卷筒转速：nw95r/min卷筒功率：pwt nw /955013588/95501.25kw传动装置的总效率总=带滚滚齿轮联滑卷由表24可查得：v带传动10.96， 滚动轴承20.99， 齿轮传动30.97，弹性联轴器40.99，卷筒轴滑动轴承50.97，则0.970.9950.9950.960.9950.970.883. 电动机的额定功率pd=pw/=1.24/0.88=1.47 kwped=pd=1.5kw查表20-1可选额定功率为1.5kw 的电动机4. 电动机的转速为了选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表21查得v带传动常用传动比范围i124，单级圆柱齿轮传动比范围i236，则电动机转速可选范围为nd=nwi1i2=5282112 r/min可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min的电动机均符合。这里初选同步转速为1000r/min和1500r/min的电机进行比较，如下表：一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机为原动机因此传动装置总传动比约为9.79和14.79比较1000r/min和1500r/min的电动机参数方案电动机型号额定功率(kw)电动机转速电机质量（kg）传动装置的传动比同步异步总传动比i一级传动比i1二级传动比i21y100l-61.5100094031068273962y90l-41.5150014002715913.6442由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的传动比较小，传动装置尺寸较小。因此采用方案1，选电机型号为y112m6。 pw1.25kwped1.5 kw四、 计算传动装置的远动和动力参数 1、总传动比： i=n m /n w940/889.844取单级圆柱齿轮的传动比i12.7，则 i2i/i110.68/2.73.6462、传动装置的运动和动力参数1）各轴转速。电机轴为0轴，高速轴为轴，低速轴为轴n0nm940 r/minnn0 /i1940/2.7348r/minnn/i2348/3.9695 r/min 2) 各轴输入功率p0ped1.5 kwpp011.50.961.44 kwpp231.440.990.971.38 kw 3）各轴转矩t09550p0/n095501.5/94015.24 nmt9550p/n95501.44/34839.52 nmt9550p/n95501.38/881138.31 nmi=10.68i12.7i23.96n0940r/minn348r/minn88 r/minp01.5 kwp1.44 kwp1.38 kwt015.24 nmt39.52nmt149.76 nm五、带的设计1）选择v带型号 根据上面计算结果，考虑到载荷变动较小，由精密机械设计表75查得ka1.0。则pd=pka=1.51.01.5kw根据pd1.5 kw和n0940rmin-1，由精密机械设计图717可查到这次设计选择z型普通v带。2）确定带轮直径d1、d2。 带轮速度一般限制525 m/s范围内，因为n0940 r/min，所以带轮直径限制在80100mm，为了减小机构体积选带轮直径为80mm。大轮直径d2=n0/n2d1(1-)=212 mm（取0.02）由精密机械设计表77，取d2265mm。3）验算带速vvd1n0/60/10003.14100940/60/10003.94 ms-125 ms-14)确定带的基准长度 根据题意，初定中心距a01.5（d1d2）518mm，按精密机械设计式（712）计算带的近似长度ll=2a0/2（d1+d2）+(d2-d1)2/4a0=1258mm由精密机械设计表73选取ld1800mm。5）确定实际中心矩aaa0（ld-l）/2=398mm6）验算小带轮包角11180（d2-d1）/a57.3=1611207）计算v带的根数z。 由精密机械设计表78查得p0=0.3kw，由精密机械设计表79查得ka0.96，由精密机械设计表73查得kl1.18,由精密机械设计表710查得p00.03kw,则v带的根数zpd/（p0p0）/ka/kl5.08 取z68）计算作用在轴上的载荷fz。 由精密机械设计表711查得z型v带单位长度质量q0.06kg/m，按精密机械设计式（733）计算单根v带张紧力f0500(2.5/ka-1）pd/z/v+qv2=52.695n按精密机械设计式（732）计算作用在轴上载荷fz2zf0sin(a1/2)=622.7n9)带轮的设计 由精密机械设计表（91）查得小带轮用复板式b（z-1）e+2f=63.2，大带轮用椭圆轮辐式pd=1.5带轮直径：d1=100mmd2=265mm带的基准长度：ld1258mm实际中心矩：a398mm小带轮包角:1=161v带的根数:z6v带张紧力：f052.695n轴上载荷：fz622.7n六、齿轮传动设计1） 选择齿轮材料和类型根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面,考虑减速器外轮廓尺寸不宜过大，所以，小齿轮选用40cr， 表面淬火， 4056hrc，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为300hbs， 二者材料硬度差为40hbs。精度等级选用7级精度，两个齿轮均为直齿齿轮。2） 确定许用应力（1） 许用接触应力：由精密机械设计式（839）知hhlimb/shkhl按表810查得 hlimb117hrc+20 n/nm2（174820）n/nm2836 n/nm2hlimb22hbs+69 n/nm2（230069）n/nm2669n/nm2故应按接触极限应力较低的计算，即只需求出h2。对于调质处理的齿轮，sh1.1由于载荷稳定，故按式（841）求齿轮的应力循环次数nhnh60n2t其中n2n1/i348/3.9688 r/min ，t102508h20000 hnh6088200001.146108循环基数nh0由图841中查得，当hbs为300时，nh02.5107。因nh nh0，所以khl1。h2669/1.1n/mm2608 n/mm2（2） 许用弯曲应力由式（846）知ffimb/sfkfckfl由表811知fimb1600n/mm2fimb21.8hbs1.8300 n/mm2540 n/mm2取sf2，单向传动取kfc1，因nfvnfo，所以kfl1。得 f1600/2 n/mm2300 n/mm2f2540/2270 n/mm23） 计算齿轮的工作转距t19550000p/n195500001.44/348 n/mm39517 n/mm4） 根据接触强度，求小齿轮分度圆直径由式（838）知d1kd44mm选定模数m2。z1d1/m44/222z2z13.962080am（z1+ z2）102验算弯曲应力由式（843）知f2yft1kkv/d12dm由图844查得 z122 yf13.96z280 yf22.7f1/yf1300/3.9666.67f2/yf2270/2.772f1/yf1f2/yf2，故应验算大齿轮的弯曲应力f23.752395171.051.15/44/44/1/292.42n/mm2f2（弯曲强度足够）6）标准直齿圆柱齿轮几何尺寸（大齿轮）齿顶高122 mm齿根高1.251.2522.5mm全齿高+2.25m4.5mm齿顶圆直径+2(87+2)2164mm齿根圆直径-217422.5155mm基圆直径cos174cos150.35mm齿距pm3.1426.28mm齿厚sp/23.14mm齿槽宽es3.14压力角7）计算齿轮上的作用力。圆周力：f1t=2t/d=239.521000/44=1796.4nf2t=2t/d=2156.61000/174=1800n径向力：f1r= f1ttan=1796.4tan20=653.843nf2r= f2ttan=1800tan20=655.15n而轴向力为零。许用接触应力：hlimb1836 n/nm2hlimb2669n/nm2许用弯曲应力：f1300 n/mm2f2270 n/mm2齿轮的工作转距：t139517 n/mm模数m2齿轮齿数：z122z280中心距：a102七、轴的设计1、根据精密机械设计（庞振基 黄其圣主编.北京：机械工业出版社，2000.7，以后凡提及本书，简称机械）p257公式，轴选45号钢，故118107。可以算出轴的最小直径：考虑键槽对轴的强度等因素的影响，应把上面的计算值略为增大：d1(14)（20.1020.27）17.8619.70mmd2(14)（30.0630.31）27.9930.87mmd2通常作为轴的外伸段安装联轴器处的直径,轴上装有齿轮、带轮和联轴器处的直径应参照课设p117选标准值，d1选20.0mm，d2选31.5mm的轴径比较合适（即d1min=20.0mm d2min=31.5mm）。2、各段轴直径的设计：根据课设p26，相邻轴径不同即形成轴肩，当轴肩用于轴上零件定位和承受轴向力时，应具有一定的高度。当配合处轴的直径小于80mm时，轴肩差一般可取610mm。如果两相邻轴段的直径变化仅仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时，两直径差略有差别即可，可选15mm。按照这个原则，根据上面计算出来的轴的最小直径，小轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径，分别为：20mm，26mm，30mm，31.5mm，30mm。大轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径，分别为：31.5mm，40mm，45mm，50mm，56mm，50mm。为了降低应力集中，轴肩处圆角不宜过小。一般配合表面处轴肩和零件孔的圆角、倒角尺寸见课设p119；装滚动轴承处轴肩的过渡圆角半径应按轴承的安装尺寸要求取值见课设p144。3、各段轴的长度设计 ：考虑到箱体铸造误差，齿轮端面与箱体内壁应留有一定的距离：10mm（）是箱体的壁厚，=0.025a+18 这里取10mm。轴承应尽可能靠近箱体内壁，但也需要一定的距离，其大小与润滑方式有关，本设计采用油润滑，轴承与箱体内壁的距离一般为35mm,这里我取：轴承座宽度：l=10+ +（510）10+18+16+549mm和 的值由课设p17表3-1可差到，这里选取螺栓直径m12，故18mm，16mm。端盖外端面到内端面：e=1.2=1.2 6=7.2mm齿轮结构的选择：由小齿顶圆直径48mm，根据课设p66表9-2，齿轮的结构可以选取腹板式自由锻；又根据轴上装齿轮段的直径d=31.5mm，可确定相关尺寸如下：1.6d1.631.550.4mm；l=(1.21.5)d（1.21.5）31.537.847.25b，这里取l= b53mm；由大齿顶圆直径164mm，又根据轴上装齿轮段的直径d=45mm，可确定相关尺寸如下：1.6d1.64572mml=(1.21.5)d（1.21.5）455467.5b，这里取10mm；d1=df2=164210=144mm;d00.5（d1d1）=0.5(158+72)=115；c=0.3 b=0.35315.9mm；r5；综合计算，确定各段轴长：根据上面的计算及已知题目要求，各段轴长由小端到大端依次为：高速轴：76mm，50mm，14mm，49mm，14mm，低速轴：60mm, 50mm，30mm，40mm，16mm，15mm。3、轴的校核强度校核：轴选45号钢（正火）。两轴承中心距为：la=109mm轴在水平面上支承面反力：水平的弯力矩：垂直面中的径向反力：垂直面的弯曲力矩：合成弯矩：轴截面的当量弯矩：其中由此算出的直径，故轴符合强度要求。轴的最小直径：d1min20.0mmd2min31.5mm壁厚：10mm轴承座宽度：l=49mm螺栓m12：18mm，16mm八、轴承的选择与寿命校核1、轴承的选定：根据任务书上表明的条件：载荷平稳、轻微冲击，齿轮选直齿主要承受径向力，轴承可以选择深沟球轴承。由轴的长度设计知道，轴上安装轴承的相应段的直径=30mm， 40mm,由课设p144表15-3可查找适合的轴承，我选择了轻窄（2）系列的6006和6008。其尺寸分别如下：内径=30mm; 40mm;外径 d =55mm; d =68mm;宽度=13mm; =15mm 2.轴承的强度校核。滚动轴承的当量载荷为：0，x=1；则而题目要求的轴承寿命为，故轴承的寿命完全符合要求。九、键的选择与计算1、图上标号的键标号5，bh=108，l=56mm；标号14，bh=66，l=56mm；标号18，bh=149，l=36mm。2.键的强度校核：键都采用45号钢。齿轮轴上的键圆周力挤压强度剪切强度故此键符合强度要求。外伸轴上的键圆周力挤压强度剪切强度十、联轴器的选择根据上面算出的数值在课设p163选取选用弹性柱销联轴器，故选择型号为tl6的弹性柱销联轴。部分参数如下：公称扭矩：250nm许用转速（钢）：3800r/min轴孔直径：31.5mm轴孔长度：48mm十一、减速器附件的选择1、轴承盖：作用是固定轴承、承受轴向载荷、密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。类型有凸缘式和嵌入式，本设计采用凸缘式。参数如下低速轴轴承盖 d80mm d38mmd0=d3+1=8+1=9；d4=d-(1015)80-1070；d5=d0-3d3=100-24=76；d6=d-(24)78高速轴轴承盖 d62mm d36mmd0=d3+17；d4=d-(1015)52；d5=d0-3d3=59；d6=d-(24)60。轴承盖的实际尺寸还需考虑箱体外形美观，加工方便等因素来确定。2、箱体的设计箱座高度：箱体高度除了应满足齿顶圆到油池底面的距离不小于3050mm外，还应使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑和散热。根据传动件的浸油深度确定油面高度，算出贮油量。若贮油量不能满足要求，则将箱底面下移，增加箱座高度。hda2/2+(3050)+20=195/2+40+20=157.5mm窥视孔和视孔盖：为了便于检查箱内传动零件的啮和情况及将润滑油注入箱体内，在箱盖顶部设置窥视孔，为了防止润滑油飞溅出来和污物进入箱体内，在窥视孔上加设视孔盖。视孔盖的尺寸如下：a100mma1130mma0115mmb46mmb176mmb061mmd4取m6h取2mm通气器：减速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此引起密封部位的密封性下降造成润滑油向外渗漏，在视孔盖上加设通气器，以保持箱内压力正常和保证箱体的密封性。尺寸如下：d取m161.5d22mmd119.6mms17mml23mml=12mma2mmd15mm油面指示器：用于检查箱内油面高度，以保证传动件的润滑。一般设置在箱体上便于观察、油面较稳定的部位。本设计设在低速轴附近。油标尺型号选m12，具体尺寸参照课设p78。定位销：为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔的安装精度，在箱盖与箱座的联结凸缘上配装两个定位销。两销的距离越远越可靠，因此设置在箱体联结凸缘的对角处，并作非对称布置。型号为m8，具体尺寸参照课设p142。起盖螺钉：为了保证减速器的密封性，在箱体剖分接合面上涂水玻璃或密封胶。为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设置2个起盖螺钉，型号为m8，螺纹有效长度大于箱盖凸缘厚度，螺钉底部制成半球形。起吊装置：为了搬运和装卸箱盖，在箱盖上装有吊环螺钉，铸出吊耳。为了搬运箱座或整个减速器，在箱座两端；联结凸缘处铸出吊钩。根据起重量选择吊环螺钉为m10，尺寸参照课设p81。吊耳：b=c1+c2=18+16=34，h=0.834=27.2h=0.524=12，r2=0.25b=7.5，b=16放油孔及螺塞：为了排出油污，在减速器最底部设置放油孔，并用放油螺塞和密封垫圈将其堵住。放油孔不能高于油池底面，且在放油孔门口的箱座内壁设置凹槽，以避免油排不净。型号为m141.5，放油螺塞的结构和尺寸参照课设p79。十二、润滑与密封1、由于在本设计中采用油润滑，高速轴轴承旁的小齿轮的齿顶圆小于轴承的外径，为防止齿轮啮合时所挤出来的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需要在轴承和齿轮之间设置挡油盘。2、密封毡圈：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，应在轴承盖的轴孔内设置密封件以提高密封性，防止油留出箱体外。本设计采用