机械设计课程设计-双级圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器 计 算 及 说 明结 果一、设计任务书 1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据 输送带有效拉力 f=4200n 输送带工作速度 v=1.0m/s（允许误差5%） 输送带滚筒直径 d=350mm 减速器设计寿命为5年，3、工作条件两班制工作，每年工作300天，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220v的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，再经过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带7工作。三、电动机的选择 1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率pw= 4200脳1.01000= 4.2kw 总=011223344w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504pr=4.20.8504=4.939 kw取电动机额定功率 pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速 n=54.60r/min 由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率pr=750r/min等，选用y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为y132m26，其主要数据如下：电动机额定功率pm=5.5kw电动机满载转速nm=720r/min电动机轴伸直径d=42mm电动机轴伸长度e=110mm电动机中心高h=160mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=72054.60=13.19由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12=1.3脳13.a19=4.14低速传动比i23=13.194.14=3.19传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=720r/minp0=pr=4.939kwt0=9550=95504.939720=65.51nm1轴（减速器高速轴）：n1= =7201=720r/minp1=p001=4.9390.99=4.89kwt1=t0i0101=65.5110.99=64.85nm 2轴（减速器中间轴）：n2= =7204.14=173.91 r/minp2=p112=4.890.9603=4.74kwt2=t1i1212=64.854.140.9603=257.82nm3轴（减速器低速轴）： n3= =173.913.19=54.52r/minp3=p223=4.740.9603=4.55kwt3=t2i2323=257.823.190.9603=789.55nm 4轴（滚筒轴）n4= =54.52r/minp4=p334=4.550.9801=4.46kwt4=t3i3434=789.5510.9801=773.84nm六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 hbs=230250 大齿轮选用45钢，正火处理 hbs=190210 （2）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮flim1=250mpa 大齿轮flim2=220mpa 寿命系数 应力循环次数 nf1=8.64109 nf2=2.08108 由图13-10 yn1=0.9 yn2=0.93 应力修正系数 yst=2最小安全系数 1 由表13-4，按一般可靠度 sflim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） f2=327.36mpa（3）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮hlim1=580mpa 大齿轮hlim2=550mpa 应力循环次数 nh1=1.38109 nh2=1.19108由图1314得 zn1=0.9 zn2=0.93由表13 4 得 最小安全系数 shmin=1则需用接触应力为： h1= =580脳0.91=522mpa h2= =511.5mpah1 h2取h1 = h2 = 511.5mpa（4）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数由表132，取k=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.35弹性系数 由表135 ， ze=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，zh=2.46重合度系数取z1=22 ，z2=iz1=224.14 = 91.08 ，取z2=91i=u=4.1363（误差0.1%5%）端面重合度由式1319 =1.66 得： = 1.66 ,y= 1.49由式1324 ， z= =0.776螺旋角系数由式1325 ， =0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(4.14+1) =121.83mmmn=2.12取mn=2.5mm：重求中心距a = =143.80mm圆整中心距，取a = 150mm调整= cos-1=cos-1=19.667（在8取值范围内） （5）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=22， z2=91 ；模数： mn=2.5mm确定实际齿数比：分度圆直径：d1=58.41mmd2=241.60mm确定齿宽：b=b2=aa=1500.35 =52.5mm 取b=b2=55mm b1=b2+5=55+5=60mm （6）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 同理可得：f2=327.36 mpa 当量齿数zv1=26.35按25查表)zv2=91cos316.738=108.98（按150查表） 齿形系数yfa和修正系数ysa由表133 ，yfa1=2.60 ysa1=1.595 yfa2=2.18 ysa2=1.79 重合度系数y由式1319 =1.60 = 0.719 螺旋角系数查图1317 ， 取y= 0.88 校核弯曲强度f1 = =53.67mpa f1 同理，f2 = 51.65 mpa f2 两齿轮弯曲强度足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (1)却定第二级齿轮相关系数 根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：n2=n1/i1=720/4.14=173.91r/mini2=i/i1=13.19/4.14=3.19n3=54.52r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 hbs=230250 大齿轮选用45钢，正火处理 hbs=190210（3）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮flim1=250mpa 大齿轮flim2=220mpa 寿命系数 应力循环次数 nf1=601173.91525016=2.09脳108 nf2=0.65108 由图13-10 yn1=0.93 yn2=0.94 应力修正系数 yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 sflim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） f2=330.8mpa（4）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为:小齿轮hlim1=580mp 大齿轮hlim2=550mpa 应力循环次数 nh1=60173.91250516=2.09108 nh2=60156.52525016=0.65108由图1314得 zn1=0.94 zn2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 shmin=1则需用接触应力为： h1= =545.2mpa h2= =528mpah1 h2h = h2 = 528mpa（5）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数由表132，取k=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.43弹性系数 由表135 ， ze=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，zh=2.46 合度系数取z1=28 ，z2=iz1=283.19 = 89.32 ，取z2=89i=u=3.178（误差小于5%）端面重合度,由式（13-19） =1.73由式1324:= 1.73 = 1.49螺旋角系数由式1325 ，z=0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(3.19+1) =155.39mmmn=2.60 取mn=3.0mm重求中心距 a = =179.4mm圆整中心距，取a = 180mm调整= cos-1=cos-1=12.838 （6）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=28， z2=89；模数： mn=3mm实际齿数比：确定分度圆直径：d1=86.154mmd2=273.846m确定齿宽：b=b2=aa=1800.43 =77.4mm 取b=b2=80mm b1=b2+5=80+5=85mm （7）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 f1=372mpa f2=330.8 mpa 当量齿数zv1=30.20 （按30查表）zv2=96.02 （按100查表） 齿形系数yfa和修正系数ysa由表133 ，yfa1=2.52 ysa1=1.625yfa2=2.18 ysa2=1.79 重合度系数y由式1319，y=0.607 =1.686 螺旋角系数查图1317 ， 取y= 0.89 校核弯曲强度 f1 = =46.65mpa f1 同理计算得：f2 =29.84mm 考虑到键槽对轴的消弱，将计算出d值加大3%，应有dd30.74mm，实际处d处直径为35，故轴的强度足够。轴的受力分析如下图所示: 具体计算结果如下表：载 荷水平面h垂直面v支反力fax=3537.48nfbx=4581.92nfay=564.25nfby=789.65n弯 矩mcx=198098.88nmm mdy=313812.20nmmmcy1=31598n.mmmcy2=60548.24n.mm mdy=54091.02n.mm 总支反力ra=3582.20n rb=4648.76n总弯矩mc1=200603.09n.mmmc2=207145.50n.mmmd=318439.85n.mm转 矩t=260289.81n.mm mceqmdeq=159387.31n.mm根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，各轴短直径长度如下图所示 （3）低速轴（3）轴的设计选择轴的材料及热处理：选用45号钢 调质处理lab=207mm lbc =68.5mm lac=138.5mm轴的受力分析：ft4=2000t3d4=5766.38n fr4= ft4tan=2098.79n求水平方向的力 : rax=ft4lbclab=1908.20nrbx=ft4-rax=3858.18n max=mbx=0 mcx=264285.33nm求竖直方向的力和转矩： ray=fr4lbclab=694.53n rby = ft4- ray =5071.85n may=mby=0 mcy=347421.73nm 求支承反力，做轴的支承弯矩图、转矩图：ra=2030.66nrb=6372.54n 求转矩： t=797001 nmmmc=436518.72n.mm 求mceq : =647475.41nmm 具体弯矩 力矩图如下： 具体计算结果如下表：载 荷水平面h垂直面v支反力rax=1908.20nrbx=3858.18nfav=694.53nfbv=5071.85n 弯 矩mc=436518.72n.mm总支反力ra=2030.66n rb=6372.54n转 矩t=797001 nmm总弯矩mceq= 647475.41 nmm 轴的初步计算 d=51.19mm考虑到此段轴上有键槽，所以直径增大4%，截面直径dc53.24mm即：在安装此齿轮的轴段处轴的最小直径不小于55mm轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联结此轴的联轴器选用的型号为tl7。各轴短直径长度如下图所示:八、滚动轴承的选择高速轴（1轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端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lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力fr=1803.96n，轴承所受径向力fa=801.69n，轴承工作转速n=720r/min。初选深沟轴承；6307， 基本额定动载荷：cr=33200n，基本额定静载荷：c0r=19200n,facor=0.042 e=0.243 fafr=0.444e x=0.56 y=1.77 fp=1.2pr=2915.05n cjs=29503.78 cr 故6307轴承满足要求d=80mm b=21mm damin=44mm中间轴（2轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端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lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力fr= 4648.76n，轴承所受径向力fa=762.80n，轴承工作转速n=173.91 r/min。初选深沟轴承；6405， 基本额定动载荷：cr=38200n，基本额定静载荷：c0r=19200n,facor=0.04 e=0.24 fafr=0.164e x=1 y=0 fp=1.2pr=5578.51n cjs=35162.57 cr 故6405轴承满足要求d=80mm b=21mm damin=34mm低速轴（3轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端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lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力fr=6372.54n，轴承工作转速n=54.52r/min。初选深沟轴承；6309， 基本额定动载荷：cr=52800n，基本额定静载荷：c0r=31800n, fp=1.2pr=7647.05n cjs=32744.05 cr 故6309轴承满足要求d=100mm b=25mm damin=54mm九、键连接和联轴器的选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：高速轴的工作转矩t=64.85nm，工作转速n=720r/min。查表181，工作情况系数，取k=1.4。计算转矩tc=kt=1.464.85= 90.79nm查表附表f-2查得：高速输入轴（与电动机相连的一边）选用tl型弹性套柱销联轴器tl7联轴器gb 432384，d=42mm，l=84mm许用转矩t=500nm，许用转速n=3600r/min。因tct，nn，故该联轴器满足要求。选a型普通平键，d=42mm查表1516，初选 1070gb109679：b=12mm，h=8mm，l=50mmp=20.32mpa p强度足够。（2）中间轴（2轴）上的键连接选择小齿轮选a型普通平键，d=35mm查表1516，初选1240 gb109679：b=10mm，h=8mm，l=45mmp=53.42mpa p强度足够。大齿轮选a型普通平键，d=42mm查表1516，初选1260gb109679：b=12mm，h=8mm，l=60mmp=105.23 p强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：低速轴的工作转矩t=789.55nm，工作转n=54.52r/min。查表181，工作情况系数，取k=1.4。计算转矩tc=kt=1.4脳789.55=1105.37nm查表，选用hl弹性柱销联轴器hl4联轴器gb 584386，d=40mm，l=84mm。许用转矩t=1250nm，许用转速n=4000r/min。因tct，nn，故该联轴器满足要求。选a型普通平键，d=40mm查表1516，初选1470 gb109679：b=12mm，h=8mm，l=110mmp=72.73mpa p强度足够。选a型普通平键，d=60mm查表1516，初选108 gb109679：b=18mm，h=11mm，l=70mmp=100.71mpa p强度足够pw=4.2 kw总=0.8504pr=4.939 kwpm=5.5kwns=750r/miny132m26i=13.19i12=4.14i23=3.19n0=720r/minp0=4.939kwt0=65.51nmn1=720r/minp1=4.89kwt1=64.85nmn2=173.91r/minp2=4.74kwt2=257.82nmn3=54.52 r/minp3=4.55kwt3=789.55nmn4=54.52r/minp4=4.46kwt4=773.84nmhbs=230250hbs=190210nf1=1.38109nf2=1.19108yn1=0.9 yn2=0.93yst=2sflim=1.25f1=360mpaf2=327.36mpanh1=1.38109 nh2=1.19108zn1=0.9 zn2=0.93shmin=1h1 =522mpah2=511.5mpah=511.5mpak=1.2d=0.9a= 0.35ze=189.8zh=2.46z1=22z2=91z=0.776z=0.989mn=2.5mma =150mm=19.667d1=58.41mmd2=241.60mmb=55mmb1=60mmf1 =360 mpa f2 =327.36 mpayfa1=2.60ysa1=1.595yfa2=2.18 ysa2=1.79y=0.719y= 0.88f1=53.67mpa f1shbs=230250hbs=190210nf1=2.09108 nf2=0.65108yn1=0.93 yn2=0.94yst=2sflim=1.25f1=372mpaf2=330.8mpahlim1=580mpahlim2=550mpanh1=3.56108nh2=1.19108zn1=0.94 zn2=0.96shmin=1h1 =545.2mpah2= 528 mpah=528 mpak=1.2d=0.9a= 0.43ze=189.8zh=2.46z1=28z2=89 =1.73=1.49z=0.76z=0.989a =180mm=12.838mn=3mmu=3.178d1=86.154mmd2=273.846mmb=b2=80mmb1=85mm yfa1=2.52 ysa1=1.625 yfa2=2.18ysa2=1.79y=0.695f1=46.65mpa f1f2 10mm箱体外壁至轴承座端面距离kk=c1+c2+(58)38剖分面至底面高度hh(11.2)a180mm十一、减速器附件的设计1、 窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下a100mma1130mma2115mmb100mmb1130mmb2115mmd4m6r9mmh4mm2、通气器选用简单式通气器参照机械设计 课程设计表6-4，选用m271.5型通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下：d115b8b30h122h12b16h45d332h132d418a6l324孔数6k10d2363、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定轴系部件的轴向位置，现确定