机械设计课程设计-同轴式二级圆柱齿轮减速器F=4500,V=1.25,D=460.doc

目 录设计任务书1传动方案的拟定及说明4电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算5轴的设计计算8滚动轴承的选择及计算14键联接的选择及校核计算16连轴器的选择16减速器附件的选择17润滑与密封18设计小结18参考资料目录18 机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的 同轴式二级圆柱齿轮减速器全套图纸加扣3012250582 一 总体布置简图1电动机 2联轴器 3二级同轴式圆柱齿轮减速器 4联轴器 5传送带二 工作情况：载荷平稳、单向旋转三 原始数据运输工作拉力F（N）：4500卷筒直径D（mm）：460运输带速度V（m/s）：1.25带速允许偏差（）：5使用年限（年）：10 大修期三年工作制度（班/日）：1班制动力来源：电力，电压三相交流，电压200/300伏生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮或涡轮四 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. 键和连轴器的选择与校核；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 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、连续单向运转。所以选用常用的封 电动机相关参数及公式参考闭式Y（IP44）系列的电动机。 机械设计指导书第二栏： 传动装置的总体设计2 电动机容量的选择 主要参数：1） 工作机所需功率Pw Pw=5.625kw PwFV=45001.25=5000W=5.625KW =0.904 2） 电动机的输出功率 0.904 Pd=6.22 Pd5.625/0.904=6.22kW3 电动机转速的选择nd（i1i2in）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 书第二栏，机械装置的总体 设置4电动机型号的确定 由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960 查机械设计指导书15页r/min。基本符合题目所需的要求。 电动机型号Y132M16 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动 相关参数：比为：inm/nw nw38.4 nm=960 i25 nm=960 nw=38.42 合理分配各级传动比 i=25由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。 因为i25，所以i1=i2=5各轴转速、输入功率、输入转矩 可参考机械设计指导书项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓 轮转速（r/min）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（Nm）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2100的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角142 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 公式引自式（1021） dt 齿轮计算公式来自机械设计1） 确定公式内的各计算数值 手册第三版减速器设计。（1） 试选Kt1.6 主要参数：（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433 Kt=1.6（3） 由表107选取尺宽系数d1 ZH=2.433（4） 由图1026查得10.75，20.87，则121.62 d1（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa ZE=189.8Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 Hlim1600 MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa； Hlim2550MP（7） 由式1013计算应力循环次数 N1=3.32x10e8N160n1jLh601921（283005）3.3210e8 N2=6.64x10e7 N2N1/56.64107（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98 KHN1=0.95（9） 计算接触疲劳许用应力 KHN2=0.98 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H=570Mpa H20.98550MPa539MPa H=539Mpa HH1H2/2554.5MPa H=554.5Mpa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t d1t67.85mm=67.85mm v=0.68m/s（2） 计算圆周速度 b=67.85mmv=0.68m/s mnt=3.39 h=7.63mm（3） 计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm bh=8.89mnt=3.39 =1.59 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm KV=1.11b/h=67.85/7.63=8.89 KHB=1.42 K=2.05（4） 计算纵向重合度 =0.3181tan14=1.59 d1=73.6mm(式1010a) （5） 计算载荷系数K mn=3.74 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.61)11+0.231067.85=1.42由表1013查得KF=1.36由表103查得KH=KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=73.6mm（7） 计算模数mn mn =mm=3.743 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn 公式引自（式1017）1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数 K=1.96K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96 Y0。88 （2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角 z1=21.89 影响系数 Y0。88 z2=109.47 （3） 计算当量齿数 YFa1=2.724z1=z1/cos=20/cos14=21.89 YFa2=2.172 z2=z2/cos=100/cos14=109.47 YSa1=1.569（4） 查取齿型系数 YSa2=1.798由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5） 查取应力校正系数 F1=500Mpa由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 F2=380MPa KFN1=0.95计算F KFN2=0.98F1=500Mpa F1=339.29MpaF2=380MPa F2=266MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29Mpa mn=2.5F2=266MPa（6） 计算大、小齿轮的并加以比较 a=255mm=0.0126 B=13*=0.01468 d1=85mm 大齿轮的数值大。 d2=425mm2） 设计计算 b=85mmmn=2.4 b1=90mmmn=2.5 b2=85mm4 几何尺寸计算1） 计算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=135550”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=85.00mmd2=425mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1 初步确定轴的最小直径d=34.2mm2 求作用在齿轮上的受力Ft1=899NFr1=Ft=337NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3 轴的结构设计 二轴：1） 拟定轴上零件的装配方案 轴的计算公式和有关数据i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 皆引自机械设计课本ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 及机械设计手册第一版iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 轴的设计iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙 4mm，所以长度为16mm。3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6. VI-VIII长度为44mm。4 求轴上的载荷 66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N5 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面IV右侧的 截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理，所以 材料：40Cr 调质，。 （2P355表15-1） a) 综合系数的计算 由，经直线插入，知道因轴肩而形成 来自（2P355表15-1）的理论应力集中为， （2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为， （2P37附图3-1）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为， （2P37附图3-2）（2P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为， （2P40附图3-4）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 Kb=2.93 Kt=2.11b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为， c) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为 Sb=6.92 St=24.66 Sca=6.66故轴的选用安全。I轴：1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 确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d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。1） 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f) 该段由联轴器孔长决定为42mm4 按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mm W=62748mmT=39400N.mm T=39400mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。 第三强度理论 III轴1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 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I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径 60 70 81 93 87 75长度104113.75 117 9 8.5 375 求轴上的载荷Mm=316767N.mm Mm=316767N.mm T=925200N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 机械设计课本第325页滚动轴承的选择及计算I轴：1 求两轴承受到的径向载荷 滚动轴承的选择及计算5、 轴承30206的校核 相关参数及内容引自机械设1） 径向力 计传动手册减速器的设计。 主要参数： Fr=168.5N2） 派生力 Fda=52.7N， Fdb=52.7N3） 轴向力由于， 所以轴向力为， 4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 公式引自机械设计课本 II轴： 317页6、 轴承30307的校核1） 径向力 Fra=1418.5N Frb=603.5N2） 派生力 Fda=443N， Fdb=189N3） 轴向力 由于， 所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 公式引自机械传动设计手册5） 轴承寿命的校核 减速器一栏III轴：7、 轴承32214的校核1） 径向力 Fra=842.5N Frb=842.5N2） 派生力 Fda=294.6N， Fdb=294.6N3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 键的计算公式及相关数据皆 引自简明机械设计手册键连接的选择及校核计算 第一版 代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa） 高速轴8760（单头）25353.539.826.012880（单头）4068439.87.32中间轴12870（单头）4058419141.2低速轴201280（单头）75606925.268.51811110（单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。 连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 选用：弹性联轴器一、 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， Ka=1.5计算转矩为 Tca=59.7N.m所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200 公称转矩轴孔直径， 轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84）二、 第二个联轴器的设计计算 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 KA=1.5所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Tca=1387.8N其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩轴孔直径 轴孔长， 装配尺寸 半联轴器厚 （1P163表17-3） （GB4323-84）减速器附件的选择 通气器