机械设计课程设计-双级圆柱齿轮减速器.doc

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= 42001.01000= 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=1.313.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= =5800.91=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=2.09108 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=1.4789.55=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，现确定尺