机械设计课程设计-双级展开式斜齿圆柱齿轮.doc

装 订 线 机械课程设计 机械课程设计说明书课程名称 机 械 课 程 设 计 题目名称 双级展开式斜齿圆柱齿轮 学 校 大 连 理 工 大 学 院 系 专业班级 XXXXXXXXXXXXXXXXX_ 学 号 _ 姓 名 _ 指导教师 _ 2012 年 07 月 XX 日目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 33. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 44. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 齿轮的设计 66. 传动轴的设计和校核 167滚动轴承的选择和设计 238. 键联接设计 249. 箱体结构的设计 2510.润滑密封设计 2811.联轴器设计 29四 参考资料 31一. 课程设计书1、设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.要求：运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失)。减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作。工作环境清洁，载荷平稳，少有波动。2、技术参数： 滚筒圆周力:13000N 滚筒直径：500mm 滚筒长度:850mm 带速:0.28m/s二. 设计要求1.减速器装配图草图（零号图）和正视图（零号图）各一张。2减速器零件（输出轴及其上齿轮）图（2号图）两张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 传动轴的设计和校核7滚动轴承的选择和设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计设 计 计 算 说 明结 果1.传动装置总体设计方案:ZL-10 双击圆柱齿轮减速器工作年限 10年，班制 2，多灰尘环境，载荷稍有波动，小批量生产，滚动圆周力F=16000N，带速v=0.24m/s，滚筒直径D=400mm，滚筒长度850mm。2.电动机的选择计算：1） 工作电压选用380V 三相交流电，确定电机选用电动机功率传动装置效率查课本附表4.2-9得：齿承联筒0.970.990.990.96所以所需电机功率工作条件选用封闭式结构，Y系列，故采用Y132SS-4型或Y132M2-6型，额定功率为电机转速选择滚筒转速方案号电机型号额定功率/Kw同比转速r/min满载转速r/min质量总转动比1Y132S-45.515001440125.222Y132M2-65.5100096083.48为使结构更加紧凑，故选用Y132M2-6型电机，查表的电机中心高H=132mm。外伸轴段3.确定传动装置的总传动比和分配传动比由得另选用所以 ；4.计算传动装置的运动和动力参数0轴：电动机轴 轴：高速轴轴：中间轴轴：低速轴 轴：外齿轮传动轴轴：滚筒传动轴 轴承序号功率P（Kw）转速（r/min）转矩（N m）传动类型传动比效率04.7096046.76联轴器1.00.994.6596046.26齿轮4.2530.964.47225.7189.13齿轮3.2710.964.2969593.76联轴器1.00.984.2069581.30齿轮60.964.0311.53346.655.齿轮的设计级，高速级啮合齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：1).该减速器运用于低速工作期机器，故选用8级精度（GB10095-88）2).材料选择小齿轮选择40Cr（调质），硬度280HBS。大齿轮材料45#钢（调质），硬度240HBS。二者相差40HBS。3).选择小齿轮齿数Z1=19，大齿轮则为Z2=4.253X19=80.8。选择Z2=814).选择螺旋角 初选2.按齿面接触强度设计确定各参数的值:1). 试选=1.6 2).计算齿轮的接触疲劳强度极限由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =609601（2103008） 取j=1=2.764810hN= N/4.253 =6.500810h 查课本 10-19图得：K=0.90 K=0.95查得安全系数SH=1,应用公式10-12得:=0.90600=540 =0.95550=522.5 许用接触应力 3). 计算齿轮的弯曲疲劳强度极限 查得K=0.85 K=0.88取弯曲疲劳安全系数SF=1.41=303.572=238.86 4).查课本由表10-6得：弹性影响系数 =189.8 MP5). 由表10-7得: 尺宽系数 =16). T=46.26 Nm7).由图10-30选取区域系数ZH=2.4338).由图10-26查得3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽bb=60.46mm计算摸数m=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.253.09=6.95 = 计算纵向重合度=0.318计算载荷系数K使用系数=1.0根据,8级精度, 查表10-8得动载系数K=1.14,查表10-4得K=1.46查表10-13得: K=1.38查表10-3 得: K=1.4故载荷系数:KK K K K =1.01.141.1461.4=1.83按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=60.46计算模数=4、按齿根弯曲强度设计由式10-17（1）确定计算参数计算载荷系数：根据纵向重合度,从图10-28得螺旋角影响系数。计算当量齿数由表10-5查得齿形系数： 由表10-5查取应力校正系数： 计算大小齿轮的并加以比较： 大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于有齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取，亦可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取。5.几何尺寸计算（1）计算中心距（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故等不必修正。（3）计算大、小齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 圆整后取B2=65mm，B1=70mm。（5）结构设计，由于小齿轮分度圆直径d1160mm故选用实心式，大齿轮则用腹板式。设计图（略）。级，低速级啮合齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：1).选用8级精度（GB10095-88）2).材料选择小齿轮选择40Cr（调质），硬度280HBS。大齿轮材料45#钢（调质），硬度240HBS。二者相差40HBS。3).选择小齿轮齿数Z1=19，大齿轮则为Z2=3.271X19=63。选择Z2=634).选择螺旋角 初选2.按齿面接触强度设计确定各参数的值:1). 试选=1.6 2).计算齿轮的接触疲劳强度极限由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60225.71（2103008） 取j=1=6.510hN= N/3.271 =1.98710h 查课本 10-19图得：K=0.92 K=0.95查得安全系数SH=1,应用公式10-12得:=0.92600=552 =0.95550=522.5 许用接触应力 3). 计算齿轮的弯曲疲劳强度极限 查得K=0.85 K=0.88取弯曲疲劳安全系数SF=1.41=303.572=238.86 4).查课本由表10-6得：弹性影响系数 =189.8 MP5). 由表10-7得: 尺宽系数 =16). T=189.13 Nm7).由图10-30选取区域系数ZH=2.4338).由图10-26查得3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽bb=71.46mm计算摸数m=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.253.65=8.21 = 计算纵向重合度=0.318计算载荷系数K使用系数=1.25根据,8级精度, 查表10-8得动载系数K=0.85,查表10-4得K=1.46查表10-13得: K=1.35查表10-3 得: K=1.4故载荷系数:KK K K K =1.250.851.461.4=2.17按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=71.46计算模数=4、按齿根弯曲强度设计由式10-17（1）确定计算参数计算载荷系数：根据纵向重合度,从图10-28得螺旋角影响系数。计算当量齿数由表10-5查得齿形系数： 由表10-5查取应力校正系数： 计算大小齿轮的并加以比较： 大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于有齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取，亦可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取，圆整取89。5.几何尺寸计算（1）计算中心距（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故等不必修正。（3）计算大、小齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 圆整后取B2=85mm，B1=90mm。（5）结构设计，由于小齿轮分度圆直径d1160mm故选用实心式，大齿轮则用腹板式。设计图（略）。传动比中心距/模数齿 数分度圆直径齿宽B高速级齿轮4.25316823113263.902272.0987065低速级齿轮3.2711803278983.793276.2069085-开始齿轮设计校核（与前两者相同，此处设计从略）6. 传动轴的设计和校核 轴颈的初估1.输入端轴的设计选取轴的材料为45钢,调质处理,硬度,对称循环许用应力根据课本表15-3，取A=115高速级小齿轮上的分度圆直径为mm圆周力为径向力为轴向力为初步确定轴的最小直径。 计算转矩Tca= kaT=1.346.26=60.14 Nm2.输出轴的设计选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3，取A、输出轴上的功率为P=4.29kw n3=69r/min T3=593.76NmB、求作用在齿轮上的力低速级大齿轮上的分度圆直径为d4=276.206mm圆周力为径向力为 轴向力为初步确定轴的最小直径。 计算转矩Tca= kaT=1.3593.76=771.888Nm3.中间轴的设计选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3，取A、输入轴上的功率为P=4.47kw n2=225.7r/min T2=189.13NmB、初步确定轴的最小直径。 计算转矩Tca= kaT=1.3189.13=245.87 Nm轴的校核。输入轴和中间轴由于承受载荷不大。所以只校核输出轴的强度。 按弯扭合成校核轴的强度。 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于型30210型的圆锥滚子轴承,a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 轴上所受力为，如图圆周力为径向力为 轴向力为载荷水平面H垂直面V支反力F，N 弯距M总弯距扭距T按弯曲扭转合成应力校核轴的强度，取截面C处进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力。取根据= MPa前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A、B只受扭矩作用。所以A、B无需校核.从受载来看,截面C上的应力最大.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核。由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核齿轮接触处的轴肩与接近轴承的轴过度处的的左右两侧即可。. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=17561.6抗扭系数 =0.2=0.2=35123.2截面的左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =593760m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。由课本表15-1查得： 因 经插入后得 1.91 =1.21轴性系数为 =0.85K=1+=1.75K=1+（-1）=1.26查得尺寸系数 表面质量系数 综合系数为： K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=SS=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =593760N.mm截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =过盈配合处的，由附表3-8查得，并取。所以，磨削加工表面质量系数 综合系数为：K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=6.02S4.89S=1.5 本例中因无过大的瞬时过载量和严重的应力循环不对称性，故略去静强度校核。所以它是安全的7.滚动轴承的选择和寿命验算1.高速轴轴承选择高速轴轴承选择一对30208圆锥滚子轴承。工作中稍有波动，工作温度低于1000C，予计寿命48000h。2.中间轴轴承选择中间轴轴承选择一对30209圆锥滚子轴承。3.低速轴轴承校核低速轴轴承选择一对30210圆锥滚子轴承。6.1.1确定轴承的承载能力查表可知轴承30210的Cr=72200N，C0r=55200N1、计算径向支反力该轴承只承受径向力，取fp=1.1 。2、计算当量动载荷3、校核轴承寿命故30210圆锥滚子轴承适用8.键的选择和校核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A型普通平键.a高速轴与电动机连接的联轴器上的键：bxh=10x8 t=5.0 t1=3.3 L=35b中间轴与大齿轮的连接键：bxh=14x9 t=5.5 t1=3.8 L=63c输出轴与大齿轮的连接键：bxh=16x10 t=6.0 t1=4.3 L=70d输出轴与联轴器的连接键：bxh=12x8 t=5.0 t1=3.3 L=70校核键的接触强度只需要校核输出轴上的键。假定在键的工作面上载荷均匀分布。 K齿=0.5 h齿=5K联=0.5 h联=4T齿=593.76T联=593.76D齿=56D联=40l齿=L-b=54l联=L-b=58由式（6-1）得： 1=120150 MPa 2=120150 MPa两者都合适9.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。因其传动件速度大于2m/s，故采用侵油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，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.铸件壁厚为8，圆角半径为R=2。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M8紧固B 油螺塞：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 油标和油尺：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 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。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.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 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20轴承旁联接螺栓直径M16轴承旁联接螺栓通孔直径17.5轴承旁接沉头座直径D026轴承旁凸台凸缘尺寸C1C2C1=32mmC2=24mm机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12机盖与机座联接螺栓通孔直径D213.5机盖与机座联接螺栓沉头座直径26箱缘尺寸（扳手空间）C1C2C1=20mmC2=16mm地脚螺钉数目n6地脚螺钉直径M20mm地脚螺钉通孔直径25mm地脚螺钉沉头座直径48mm底角凸缘尺寸L1L2L1=32mmL2=30mm轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8mm视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8mm减速器中心高HH=(11.12)a*180圆锥定位销直径=（0.70.8）12轴承旁凸台半径R20外机壁至轴承座端面距离KK=+（58）52轴承座孔长度K+62大齿轮顶圆与内机壁距离1.214齿轮端面与内机壁距离12箱盖，箱座肋厚8 轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）130（3轴） 10. 润滑密封设计润滑对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，大齿轮的转速大于2m/s，所以采用稀油润滑，箱体内选用抗氧防锈工业齿轮油SY1172-1980代号为220，油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。装至规定高度.齿轮浸油深度为h=10mm，齿轮最低端到箱内底面的高度为H= 19mm，所以油的深度为H+=10+19=29mm 密封 采用凸缘式轴承盖。在轴端通盖处采用唇形密封圈密封，防止箱内油外漏。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，匀均布置，保证剖分面处的密封性。11.联轴器的选择和校核1.类型选择.a、在输入端，转速较大，为了隔离振动和冲击，采用弹性柱销联轴器1与电动机连接b、在输出端，选用弹性柱销齿式联轴器2与开式齿轮联接。2.载荷计算.a、联轴器1的计算公称转矩：T0=9.55P0/n0=9.551034.70/960=46.76Nm查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公