机械设计课程-分流式二级直齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计算说明书 题 目 设计运输机传动装置 （分流式二级圆柱齿轮减速器） 指导教师 叶晓平 卓耀彬 院 系 机电建工学院 班 级 机自 082 学 号 08105010225 姓 名 马建良 完成时间 目录 一设计任务书 二 、传动方案拟定 . 三、电动机的选择 . 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择 . 十一、润滑与密封 . 十 二 、参考文献 十三 、 附录（零件及装配图） 计 算 及 说 明 结 果 一 . 设计任务书 1.1 工作条件 与技术要求：输送带速度允许误差为 5。输送机效率 为 w=0.96； 工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为 5 年 (每年工作 300 天），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压 380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。 1.2 设计内容 （ 1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图； （ 2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算； （ 3）传动系统中的传动零件设计计算； （ 4）绘制减速器装配图草图和装配 图各 1 张（ A0） ； （ 5）绘制减速器箱体零件图 1 张（ A1）、齿轮及轴的零件图各 1 张（ A2） 2原始数据 运输带曳引力 F（ KN）： 5.5 运输带速度 V（ m/s）： 1.2 滚筒直径 D (mm)： 400 二传动方案的拟定 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，在经联轴器 4传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结 构较复杂 ，高速级齿轮相对于轴承位置对称， 沿齿宽载荷分布较均匀 ，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动 。 hL =12000h F=5500N V=1.2m/s D=400mm 分流式 二级 圆柱齿轮减速器 计 算 及 说 明 结 果 三电动机的选择 1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机 2 选择电动机的容量 1）滚筒所需功率wP： wP=FV/1000=5500 1.2/1000=6.6 kw 滚筒的转速wnwn=60 1000V/ D=57.32r/min 2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 2 2 31 2 3 w 其中1，2，3，w分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，w是滚筒的效率，1=0.99，2=0.96，3=0.98 w=0.96 2 2 3 2 2 31 2 3 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 6w 0.816 3）确定电动机的额定功率edP电动机的输出功率为dPdP=wP/ =6.6/0.816=8.09kw 确定电动机的额定功率edP选定电动机的额定功率edP=11 kw 3、 选择电动机的转速 wn =57.32 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表 18-1 推荐传动比为12i i i=8 60 则总传动比可取 8 至 60 之间 则电动机转速的可选范围为 1dn =8 wn =8 57.32=458.56r/min 2dn =60 wn =60 57.32=3439.2r/min 可见同步转速为 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min 的电动机都符合，这wP=6.6kw wn=57.32r/min =0.816 dP=8.09kw edP=11 kw 1dn =458.56r/min 2dn =3439.2r/min 计 算 及 说 明 结 果 里初选同步转速为 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min 的三种电动机进行比较，如下表： 由参考文献 1中表 16-1查得： 方案 电动机型号 额定功率 （ KW） 电动机转速n/(r/min) 额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩质量/kg 同步转速 满载转速 1 Y160M1-2 11 3000 2930 2.0 2.2 117 2 Y160M-4 11 1500 1460 2.2 2.2 123 3 Y160L-6 11 1000 970 2.0 2.0 147 4 Y180L 8 11 750 730 1.7 2.0 184 由表中数据， 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案 3 四总传动比确定及各级传动比分配 4.1 计算总传动比 由参考文献 1中表 16-1 查得： 满载转速 nm=730 r / min； 总传动比 i=nm /wn=730/57.32=12.74 4.2 分配各级传动比 查阅 参考文献 1机械设计课程设计中表 2 3 各级传动中 分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传 动比 1i = i)4.13.1( =4.15，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 电动机型号为Y180L 8 i=12.74 1i = 4.15 计 算 及 说 明 结 果 2i=i /1i=12.74/4.15=3.07 2i=3.07 计 算 及 说 明 结 果 五 计算传动装置的运动和动力参数 1. 各轴转速 电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 I IInn= 730 r/min 1IIIII nn i730/4.15 r/min=175.90 r/min 2IIIIV V nnn i 175.90/ 3.07 r/min = 57.30 r/min 解得滚筒速度在输送带速度允许误差为 5 范围内 2 按电动机额定功率edP计算各轴输入功率 I edPP=11 kw 1II IPP=11 0.99 kw=10.89kw 23III IIPP =10.89 0.96 0.98 kw =10.245kw 23IV IIIPP =10.245 0.96 0.98 kw =9.639kw 31V IVPP =9.639 0.98 0.99 kw =9.352 kw 2. 各轴转矩 9550IIIPT n=9550 11/730Nm =143.9Nm 9550IIIIIIPT n=9550 10.89/730 Nm =142.47Nm I IInn=730 r/min1IIIII nn i175.90 r/min 2IIIIV V nnn i = 57.30r/min IP=11kw IIP=10.89 kw IIIP=10.245kw IVP=9.639 kw VP =9.352 kw 9550 IIIPT n=143.9 Nm 9550IIIIIIPT n 142.47Nm 计 算 及 说 明 结 果 9550IIIIIIIIIPT n=9550 10.245/175.90Nm =556.22Nm 9550IVIVIVPT n=9550 9.639/ 57.30Nm =1607.9Nm 9550 VVVPT n=9550 9.352/57.30Nm =1560.02Nm 表 3 轴的运动及动力参数 项目 电动机轴 I 高速级轴II 中间轴 III 低速级轴IV 带轮轴 V 转速（ r/min） 730 730 175.9 57.30 57.30 功率（ kw） 11 10.89 10.245 9.639 9.352 转矩( Nm ) 143.9 142.47 556.22 1607.9 1560.02 传动比 1 4.15 3.07 1 效率 0.99 0.94 0.94 0.97 六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （ 1）选择材料、精度及参数 a . 按图 1 所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88） c . 材料选择。查图表（ P191 表 10-1），选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240 HBS，二者的硬度差为 40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数 1Z =25，则大齿轮齿数 2Z =4.15 25=104 1u =4.15 9550 IIIIII IIIPT n=556.22Nm 9550 IVIV IVPT n=1607.9Nm 9550 VVVPT n =1560.02Nm 7 级精度（ GB10095-88） 小齿轮： 40Cr（调质） 280 HBS 大齿轮： 45 钢（调质） 240HBS 1Z =2 2Z = 104 15.41 u 计 算 及 说 明 结 果 e .初选螺旋角 =14 f .选取齿宽系数d：d=1.2 2）按 齿面接触强度设计 按下式试算 21 13112 1t HEtd a HkT u Z Zdu 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选1tk=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩1T=IIT/2 =71.24Nm c. 查图表（ P217 图 10-30）选取区域系数HZ=2.433 （表 10-6）选取弹性影响系数EZ=189.8 12MPa d. 查图表（ P215 图 10-26）得 1a=0.768 ，2a=0.87 12a a a =0.768+0.87=1.638 e. 许用接触应力 1H=600MPa， 2H=530MPa 则 H=（ 1H+ 2H） /2 =（ 600+530） /2=565 MPa f. 由式 N=60nj hL 计算应力循环次数 1160 hN n jL=60 730 1 12000=5.256 810 21/ 4 .8 0NN =5.256 810 /4.15=1.267 810 2） 计算 =14 d=1.2 1u1tk=1.6 1T=71.24Nm HZ=2.433 EZ=189.82 Mpa1a=0.768 2a=0.87 a1.638 1H =600MPa 2H =530MPa H =565 MPa 256.51 N 810 2N 1.267 810 计 算 及 说 明 结 果 a. 按式计算小齿轮分度圆直径1td2331 )5658.189433.2(15.4638.12.1)115.4(107 1 . 2 41 . 62 tdmm =45.75 mm b. 计算圆周速度 1 1 1 / 6 0 1 0 0 0tV d n=3.14 45.75 730/（ 60 1000） m/s =1.75m/s c. 计算齿宽 b 及模数ntmb=d 1td=1.2 45.75mm=54.9mm ntm=1tdcos /1Z= 1.78mm h =2.25ntm=2.25 1.78mm=4.0mm b/h=54.9/4.0=13.72 d. 计算纵向重合度=0.318d 1Ztan =0.318 1.2 25 tan14 =2.13 e. 计算载荷系数 K 使用系数 AK =1。 25，根据 1V =1.75m/s， 7 级精度查图表（ P194 图 10-8）得动载系数 vK =1.09 查图表（ P195 表 10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4 由公式 231 . 1 2 0 . 1 8 0 . 2 3 1 0HdKb 得 392.491023.02.118.012.1 321 HK= 1.390 查图表（ P198 图 10-13）得1FK=1.351 smV /75.11 = b=54.9 mm ntm= 1.78 mm h=4.0mm b/h=13.72 =2.13 AK=1.25 vK =1.09 HFKK=1.4 390.11 HK 计 算 及 说 明 结 果 由式 A V H HK K K K K 得载荷系数1K=1.25 1.09 1.4 1.390=2.65 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 3ttKddK 得 mmd31 6.1 65.275.45 =54.13mm g. 计算模数1nm1nm=1dcos /1Z=54.13 cos14 /25 mm =2.1 mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式 2111 2112 c o s FSndFK T Y YYmZ 计算 1） 确定计算系数 a. 计算载荷系数 由式 A V F FK K K K K 得1K=1.25 1.09 1.4 1.351=2.58 b. 根据纵向重合度=2.13 查图表（ P 图 10-28） 得螺旋角影响系数 Y=0.87 c. 计算当量齿数 14co s/25co s/ 3311 ZZ V 27.37 14co s/120co s/ 3322 ZZ V131.36 d. 查取齿形系数 查图表（ P 表 10-5） 1FY =2.563 ，2FY=2.187 e. 查取应力校正系数 1FK=1.351 1K=2.65 mmd 54.131 1nm=2.1mm 1K=2.58 Y =0.87 37.271 VZ36.1312 VZ 1FY =2.563 2FY=2.187 计 算 及 说 明 结 果 查图表（ P 表 10-5）1SY=1.604 ，2SY=1.786 f. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.85 ，2FNK=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=500 MPa ，由式 limNK S 得 1=0.85 500/1.4 MPa=303.57 MPa 2=0.88 380/1.4 MPa=238.86 MPa g. 计算大 小齿轮的 FSFYY并加以比较 111FSFYY=2.563 1.604/303.57=0.01354 222FSFYY=2.187 1.786/238.86=0.01635 大齿轮的数值大 2） 设计计算 01631.0638.1252.114c os87.01024.7158.2232231 nmmm =1.34 mm 由以上计算结果，取 1nm =2 ， 按接触疲劳强度得的分度圆直径 1d =54.13 mm 计算应有的齿数 11c o s / nZ d m=54.13 cos14 /2=26.26 取 1Z =28 ，则2 1 1Z u Z=4.15 28=118 1SY=1.604 2SY=1.786 S=1.4 1FNK=0.85 2FNK=0.881FE=500 Mpa 1FE=500 MPa 1 =303.57 Mpa 2 =238.86 MPa 111FSFYY=0.01354 222FSFYY=0.01635 1nm =2 1Z 28 2Z 118 计 算 及 说 明 结 果 （ 4） 几何尺寸计算 1） 计算中心距 14c o s2 )11828(21a150.47mm 将中心距圆整为 150mm 2） 按圆整的中心距修正螺旋角 0 8 7 6.142 )(ar cco s1211 a ZZm n因 值改变不多，故参数a， K，HZ等不必修正 3） 计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 1 / c o snd Z m =28 2/cos 0876.14 =57.74 mm 2 2 1 / c o snd Z m =118 2/ cos 0876.14 =243.32mm 4） 计算齿轮宽度 11dbd=1.2 57.74mm=69.288mm 圆整后取1B=70mm ，2B=75mm 5） 结构设计 由 e 21tm， 小齿轮做成齿轮轴 由 160mm 2ad hL=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6008 2轴 III 上的轴承选择与计算 由轴 III 的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力 rF =1176.74N， aF =0， =10/3，n=272.73r/min 1）查滚动轴承样本（指导书表 15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206 的基本额定动载荷 C=36200N，基本额定静载荷 0C =22800N 2）求轴承当量动载荷 P 因为 aF =0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本（ P 表 13-6），取 P=pf（ X rF +Y aF ） =1.2（ 1 1176.74+0） N 计 算 及 说 明 结 果 =1412.09N 3）验算轴承寿命 1 0 / 3661 0 1 0 3 6 2 0 06 0 6 0 2 7 2 . 7 3 1 4 1 2 . 0 9hCLnP h =3035776h hL=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206 3）验算轴承寿命 3661 0 1 0 2 7 0 0 06 0 6 0 8 7 . 4 3 7 0 6 . 4 6hCLnP h =73714h hL=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6210。 3输出轴上的轴承选择与计算 由轴 IV的设计知，初步选用深沟球轴承 6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力rF= 2244rtFF=3706.46 N，aF=0， =3 ，转速n=87.4/min 1）查滚动轴承样本（指导书表 15-3）知深沟球轴承 6210 的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷0C=19800N 2）求轴承当量动载荷 P 因为aF=0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本（ P 表 13-6），取pf=1.0，则 P=pf（ X rF +Y aF ） =1.（ 1 3706.46+0） N =3706.46N 3）验算轴承寿命 3661 0 1 0 2 7 0 0 06 0 6 0 8 7 . 4 3 7 0 6 . 4 6hCLnP h =73714h hL =72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6210。 计 算 及 说 明 结 果 九、键连接的选择与校核计算 1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴 II 的设计知初步选用 键 C10 70，IIT=39.39Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。 键 的 工 作 长 度l =L-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 39.39 310 /4 65 35MPa =8.66MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 C10 70 2齿轮 2（ 2）与轴 III 的键连接 1) 由轴 III 的设计知初步选用键 10 56， T = /2IIIT=65.305Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。 键 的 工 作 长 度l =L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 65.305 310 /4 46 32MPa =22.18MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 10 56 3齿轮 3 与轴 III 的键连接 1) 由轴 III 的设计知初步选用键 10 80， T = IIIT =130.61Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。 键 的 工 作 长 度计 算 及 说 明 结 果 l =L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 130.61 310 /4 70 34MPa =27.44MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 10 80 4齿轮 4 与轴 IV的键连接 1) 由轴 IV的设计知初步选用键 18 80， T =IVT=383.53Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。 键 的 工 作 长 度l =L-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 383.53 310 /5.5 62 62MPa =36.28MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 18 80 5联轴器与轴 IV的键连接 1) 由轴 IV的设计知初步选用键 12 100， T = IVT =383.53Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。 键 的 工 作 长 度l =L-b=100mm-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 383.53 310 /4 88 42MPa 计 算 及 说 明 结 果 =51.88MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 12 100 十、联轴器的选择 1输入轴（轴 II）的联轴器的选择 根据轴 II 的设计， 选用 TL6 型弹性套柱销联轴器（ 35 钢），其尺寸如下表所示 型号 T（ Nm ） n（ r/min） 2d（ mm） L（ mm） 转动惯量（ 2kg m ） TL6 250 3800 35 82 0.026 2输出轴（轴 IV）的联轴器的选择 根据轴 IV 的设计，选用 HL3 型弹性柱销联轴器（ 35 钢），其尺寸如下表所示 型号 T（ Nm ） n（ r/min） 2d（ mm） L（ mm） 转动惯量（ 2kg m ） HL3 630 5000 42 112 0.6 十一、减速器附件设计 1视孔盖 选用 A=120mm 的视孔盖。 2通气器 选用通气器（经两次过滤） M18 1.5 3油面指示器 根据指导书表 9-14，选用 2 型油标尺 M16 4油塞 根据指导书 9-16，选用 M16 1.5 型油塞和垫片 5起吊装置 根据指导书表 9-20，箱盖选用吊耳 d=20mm 6定位销 根据指导书表 14-3，选用销 GB117-86 A6 30 7起盖螺钉 选用螺钉 M8 20 十二、润滑与密封 1齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于 10mm，取为油深h=57mm。根据指导书表 16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。 2滚动轴承的润滑 由于轴承的 1dn =38400 / minmm r 160000 / minmm r 计 算 及 说 明 结 果 2dn=8181.9 / minmm r 160000 / minmm r 3dn=4370 / minmm r 160000 / minmm r 故选用脂润滑。根据表 16-4 ，选用滚动轴承脂 ZGN69-2 3密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游 隙，轴 II 及轴 IV的轴承两端采用凸缘式端盖，而嵌入式端盖易于安