三轴线双级斜圆柱齿轮减速器设计论文.doc

题目 设计三轴线双级斜圆柱齿轮减速器 机械工程学院 机械设计制造及其自动化 专业 班级 课题：减速器传动装置分析设计一、 课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。二、 已知条件1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌）2、运送带拉力：2100N。3卷筒直径：350mm。4运输带速度及其偏差：1.2m/s，5。5、动力来源：电压为380V的三相交流电源； 6、工作情况：工作有轻震，经常满载，空载起动，单向运转，3班制。7、使用期：5年，每年按365天计。三、 设计内容1电动机的选择与运动参数计算；2斜齿轮传动设计计算；3轴的设计；4滚动轴承的选择；5键和联轴器的选择与校核；6装配图，零件图的绘制；7设计计算说明书的编写。五设计任务1、画减速器装配图一张（A0或A1图纸）；2、零件工作图两张（大齿轮、中间轴）；3、设计计算说明书一份。四、 完成时间共3周（2007.7.162007.8.3）五、 参考资料 【1】、机械设计（第八版）濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社出版； 【2】、机械设计机械设计基础课程设计 王昆 何小柏 汪信远 主编 高等教育出版社；计 算 及 说 明结 果一、 减速器结构分析分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。计 算 及 说 明结 果二、 传动装置的总体设计（一）、选择电动机1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率 （1）、传动滚筒所需有效功率 （2）、传动装置总效率 （3）、所需电动机功率 3、确定电动机转速 型 号Y100L-2Y100L1-4Y132S-6Y132M-8额定功率KW3333电机满载荷 转速 转/分28801420960710由文献2中表203查的应选Y100L14，参考比价较低。由表2.102选取电动机的外形及安装尺寸D28，中心高度H100，轴伸长E60。4、传动比分配（1）、两级齿轮传动比公式 （2）、减速器传动比 5、运动条件及运动参数分析计算 计 算 及 说 明结 果（三）、高速轴齿轮的设计与校核 1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理 选大齿轮：45钢，调质处理 2、接触强度核算 （1）、转矩 （2）.选择小齿轮的齿数 (3). (4).试选载荷系数为1.6(5).文献1中图1030选取区数(6). (7). (8). （9）、接触疲劳极限 由文献【1】图10-21 由 （10）计算圆周速度（11）计算齿宽b和模数计算齿宽b b=31.87mm计算摸数m 初选螺旋角=14=（12）计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.546=3.48 = =9.16（13）计算纵向重合度=0.318=1.42（14）计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查文献1表10-8得动载系数K=1.10,查课本由表10-4查得：K1.415由文献1表10-13得: K=1.27由文献1表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =1.21.4151.101=1.8678（15）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=31.87（16）计算模数=3、齿根弯曲疲劳强度核算由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩18.737kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z20，zi z110（2）计算当量齿数zz/cos20/ cos1421.89 zz/cos110/ cos14120.42（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4） 初选螺旋角 初定螺旋角 14（5） 载荷系数KKK K K K=11.11.21.271.676（6） 查取齿形系数Y和应力校正系数Y由文献1表10-5得:齿形系数Y2.725 Y2.16 应力校正系数Y1.569 Y1.81（7） 螺旋角系数Y（8） 计算大小齿轮的 工作寿命三班制，5年，每年工作365天小齿轮应力循环次数N160nkt大齿轮应力循环次数N2N1/u由文献1表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮由文献1表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.85 K=0.9 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用.设计计算（1） 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/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d=33。56来计算应有的齿数.于是由:z=16.28 取z=20那么z=5.220=110 （2） 几何尺寸计算计算中心距 a=133.98将中心距圆整为134按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.53d=166.97计算齿轮宽度B=圆整的 （四）、低速轴齿轮的设计与校核 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=4.330=129 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计（1） 确定公式内的各计算数值试选K=1.6由文献1图10-30选取区域系数Z=2.45（2）试选,由文献1图10-26查得=0.8 =0.88 =0.8+0.88=1.68应力循环次数N=60njL=602731(383655)=4717444000 hN=116847442 h由文献1图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.98 由文献1图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98550/1=539551.5查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=93.611N.m =53.612. 计算圆周速度 0.7663. 计算齿宽b=d=153.61=53.614. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=3.9 =53.61/3.9=13.7465. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数K使用系数K=1 根据,7级精度, 查文献1表10-8得K=1.42=1.06 K=1.37 K=K=1.2故载荷系数K=11.061.21.42=1.8067. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=53.61计算模数 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩93.611Nm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z4.330129（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角14（5）载荷系数KKK K K K=11.061.21.371.743（6）当量齿数 zz/cos30/ cos1432.84 zz/cos129/ cos14141.21由文献1表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数YY0.88（8） 计算大小齿轮的 由文献1图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 由文献1图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.87 K=0.88 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm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=64.17来计算应有的齿数.z=24.9 取z=30z=4.330=129 取z=129 初算主要尺寸计算中心距 a=204.84将中心距圆整为205 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=77.36d= 332.65计算齿轮宽度圆整后取 （五）传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.442KW =63.5r/min=367.261Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =266.11 而 F= F= F F= Ftan=557.92N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如弯矩图所示:. 初步确定轴的最小直径由文献1中15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,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由文献1中,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取HL3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-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 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7210C型.DB轴承代号 50902062.477.77210C（六）中间轴轴承和中间轴的设计1. 中间轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.676KW =273r/min=93.611Nm. 求作用在齿轮上的力已知中间轴小齿轮的分度圆直径为 =61.89 而 F= F= F F= Ftan=611.49N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:已知中间轴大齿轮的分度圆直径为 =226.8 而 F= F= F F= Ftan=206.43N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径由文献1中15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装轴承处的直径，为了使所选的轴与轴承吻合，故需选择轴承的内径和类型查手册（GB292-83）取轴承为角接触球轴承，内径为25mm，类型为7205C，DB轴承代号 25521531477205C（七）主动轴承和主动轴的设计1. 主动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.786KW =1420r/min=18.737Nm. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =41.2 而 F= F= F F= Ftan=227.45N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径由文献1中15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,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由文献1中,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册由原先选择的电动机的型号，伸出轴的直径应该与联轴器的内径相同。所以选取TL5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为125Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-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 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7210C型.DB轴承代号 40801847737208C（八）轴的形位确定根据轴与联轴器的连接可确定轴端的直径，又有角接触滚动球轴承属于标准件其内径为选择值，所以轴与轴承配合处的直径也确定。各齿轮的齿宽已确定，要求轴与齿轮配合时要求齿轮要比轴端稍长以便于定位。在大齿轮与小齿轮的配合上要求他们对称啮合，且小齿轮齿宽比大齿轮齿宽多5mm。在轴环宽度要求，再根据齿轮与齿轮的啮合配合可确定轴的形位。b=31.87mmh=3.48=1.42K1.415K=1.27K=1.2 K=1.8678dmmz20，z110z21.89z120.42K1.676Y2.725 Y2.16Y1.569 Y1.8N1N2a=133.98d=51.53d=166.97Z=2.45=0.8=0.88=1.68N=4717444000 hN=116847442 hK=0.94K= 0.98=551.553.610.766b=53.61m=h=3.9=1.06K=1.37K=K=1.2K1.806z30z129K1.743 a=204.84d=77.36d=332.65FFF=557.92N角接触球轴承7210C型FF=F= 611.49NF=F=F=206.43NF=F=F= 227.45N计 算 及 说 明结 果 轴位置高速轴中间轴低速轴轴段长度轴段宽度轴段长度轴段宽度轴段长度轴段宽度 3628375254550 5035793274602640145401065 114838326255 9453540252850 474525047 35358240 7452640（九）轴的校核1 高速轴轴的弯矩校核高速轴的载荷分析图 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全2 中间轴的校核高速轴的载荷分析图按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面轴的弯矩较大处发生在，段，由于弯矩最大处发生在齿轮的齿宽中间，而一般轴在此处没有受到加工应力的影响，不需校核，所以需校核处应该时是弯矩较大，且应力较大，直径较小处。因此危险截面应该是在的右侧和的左侧。. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=1562.5抗扭系数 =0.2=0.2=3125截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =93.611截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由文献1表15-1查得： 因 经插入后得1.76 =1.5轴性系数为 =0.85K=1+=1.6232K=1+（-1）=1.425由文献1中附图32中查出，由附图33查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数综合系数为： K=1.89K=1.587碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=5.43S6.32S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=3276.8抗扭系数 =0.2=0.2=6553.6截面左侧的弯矩M为 M=88615.02截面上的扭矩为 =93.611N.m截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =经插入后得1.82 =1.48轴性系数为 =0.85所以K=1+=1.6232K=1+（-1）=1.425由文献1中图32查得， 由附图33查得扭转尺寸系数 轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数轴未经表面强化处理，即，则综合系数：K=2.08 K=1.65碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=4.89S=12.77S=1.5 所以它是安全的3 低速轴的弯矩校核低速轴的载荷分析图按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全（十）轴承寿命得校核1高速轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7208C取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1. 求两轴承的计算轴向力和对于7208C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4=292.14N因此轴承1被压,轴承2被放松.得到得到所以确定2求轴承当量动载荷和因为由文献1中表135分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， =5年故轴承使用寿命足够、合格。2中间轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7205C取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1求两轴承的计算轴向力和对于7205C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4583.672N因此轴承1被压,轴承2被放松.得到得到得到所以确定2求轴承当量动载荷和因为由文献1中表135分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， =5年故轴承使用寿命足够、合格。3低速轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7210C取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1求两轴承的计算轴向力和对于7205C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4721.7N因此轴承1被压,轴承2被放松.得到得到所以确定2求轴承当量动载荷和因为由文献1中表135分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， =5年故轴承使用寿命足够、合格。（十一）键的设计和计算a.主动轴上同联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键.根据 d=28mm查表取： 键宽 b=8mm h=7mm L=28mm 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=28-4=24mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.57=3.5mm由式（6-1）得： 所以键比较安全.取键标记为： 键C828GB/T1096-2003b.中间轴上键的设计1与大齿轮联接得键得设计选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=32mm查表取： 键宽 b=10mm h=8mm L=28 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=28-10=18mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键：1028GB/T1096-20031与小齿轮联接得键得设计选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=32mm查表取： 键宽 b=10mm h=8mm L=63校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=63-10=53mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键：1063GB/T1096-2003c.低速轴上定位低速级大齿轮键和联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=60mm d=40mm查表6-1取： 键宽 b=18 h=11 =56 b=12 h=8 =70校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 56-18=3870-6=64键与轮毂键槽的接触高度 由式（6-1）得： MPa 两者都合适取键标记为： 键1856GB/T1096-2003键C1270GB/T1096-2003（十二）箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件箱盖壁厚为9mm，箱座壁厚10mm，圆角半径为R=50mm。机体外型简单，拔模方便.4. 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表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油塞：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面及油面稳定之处。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：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，以便达到体内为压力平衡.E 起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。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，以提高定位精度.G