二级斜齿圆柱齿轮减速器设计.doc

机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书计算及说明结果第一部分 传动装置的总体设计一、传动方案1、 电动机直接由联轴器与减速器连接2、 减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器3、 方案简图如下：二、电动机的选择 1、选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 2、选择电动机的容量 有电动机至运输带的传动总效率为： 分别是轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率分别取=0.98、=0.97、=0.99、=0.96 所以 3、确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比，故电动机转速的可选范围，符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min. 根据容量和转速，有指导书P145查出 取型号：Y132M1-6 三、确定传动装置的总传动比和分配传动比 电动机型号为Y132M1-6 1、 总传动比 2、 分配传动装置传动比 有公式 求得、四、计算传动装置的运动和动力参数 1、计算各轴转速 轴1 轴2 轴3 2、计算各轴输入功率轴1 轴2 轴3 卷筒轴 2、 计算各轴输入转矩电动机输出转矩 1-3轴的输入转矩 轴1 轴2 轴3 卷筒轴输入转矩 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98 运动和动力参数计算结果整理如下 轴名功率P(KW)转矩T(N*M)转速（r/min）传动比效率输入输出输入输出电机轴3.7036.85960100.97轴13.673.5936.4835.759604.120.94轴23.493.42142.89183.60233.03.270.95轴33.313.25444.27430.971.251.00.98卷筒轴3.213.18430.94418.071.22第二部分 传动零件的设计计算一、高速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为255HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。二者材料硬度差为35HBS。4)、选小齿轮齿数为，大齿轮齿数2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮传递的转矩 3） 由表10-7选取齿宽系数 4） 有表10-6查得材料的弹性影响系数 5） 由图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；6） 由式10-13计算应力循环次数 7） 由图10-19查得结束疲劳寿命系数 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b 4）计算尺宽与齿高比b/h 模数 齿高 5）计算载荷系数 根据，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=10.24,查图10-13得，故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数m 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1） 确定公式内的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,;3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由表10-5查得 ； 6）查取应力校正系数由表10-5查得 ； 7）计算大、小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大。（2） 设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.7457并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 根据中心距的要求取=109 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 mm （3） 计算齿轮宽度 取 ； 5 验算 ，合适二、低速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。二者材料硬度差为30HBS。 4)、选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由表10-7选取齿宽系数 4） 有表10-6查得材料的弹性影响系数 5） 由图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；6） 由式10-13计算应力循环次数 7） 由图10-19查得结束疲劳寿命系数 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =64.45mm 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b 4）计算尺宽与齿高比b/h 模数 齿高 5）计算载荷系数 根据，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=12.447,查图10-13得，故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数m 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,;3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由表10-5查得 ； 6）查取应力校正系数由表10-5查得 ； 7）计算大、小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大。(2)设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，再根据中心距的取整关系，可取由弯曲强度算得的模数4,按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数，大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 mm （4） 计算齿轮宽度 取； 5 验算 ，所以合适第三部分 轴的设计一 高速轴的设计1、 选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2、 初步计算轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得 在第一部分中已经选用的电机Y132M2-6,D=38。查指导书P128，选用联轴器LH3，故。 3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴的配合的毂孔长度L=82mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故； 2）、初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大，故选用深沟球轴承6008，故,； 3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可取6-8mm,还考虑到轴承定位直径，故， ； 4）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，稍有偏差即可，其变化应为1-3，第二段轴上要加密封圈，所以按密封圈标准选择，即 ， （3）轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，查表选用键为滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径尺寸公差m6。（4）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为0.6mm。（5）求轴上的载荷 1）、求轴上的力 ， 圆周力径向力的方向如下图所示：首先根据受力分析图，计算出以下数据载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩 （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000h 由所选轴承系列6008，可查表知额定动载荷C=17KN 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6008（8）键的校核 1）选用键的系列 T=36.49N*mm 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取，键的工作长度L=L-b=60mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4由下式 ，所以合适 二 中速轴的设计1、 选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力，屈服极限。2、 初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是有 根据轴承的尺寸选定。3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）根据，选用深沟球轴承6009，尺寸参数得mm，为了使齿轮3便于安装，故取，轴承第三段启轴向定位作用，故，第四段装齿轮2，直径；2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以，根据结构需要。（3）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位都采用普通平键连接，根据，查表6-1得第二段键的尺寸为，第四段键尺寸为，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6； （4）轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与套筒定位，齿轮用套筒与轴肩定位；（5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为0.6mm。 （6）求轴上的载荷 1）求轴上的力 受力分析如下图所示：计算结果见下表载荷水平面H垂直面V支持F弯矩M总弯矩扭矩（6）按弯矩合成应力校核轴的强度 综上所述，校核危险截面，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000 由所选轴承系列6209，可查表知额定动载荷C=31.5 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命 所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6009（8）键的校核齿轮3上的键 1）选用键的系列 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取，键的工作长度L=L-b=46mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.5有式 ，所以合适齿轮2上的键3）选用键的系列 4）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取，键的工作长度L=L-b=26mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.5有式 ，所以合适4） 进行精确校核截面III、IV受扭矩作用、虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕的确定的，所以截面III、IV均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II和III处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面II、III之间虽然应力最大，截面III和IV应力情况相近，V、VI截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面II、III之间虽然应力大，但是应力集中不大，而这里轴径也较大，故不必校核。所以只需校核II截面左右两侧即可截面II左侧抗扭截面系数截面II右侧的弯矩M=80093.9N截面II上的扭矩 截面II上的弯曲应力为截面上的扭转切应力轴的材料为45#钢，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数按式（机械设计书 附3-4）为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-2得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数 取 取所以轴在截面II右侧的安全系数为可知其安全截面II右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面II右侧的弯矩M=80093.9N截面II上的扭矩 截面II上的弯曲应力为截面上的扭转切应力轴的材料为45#钢，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出并取，于是得=2.26 =1.808轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面II右侧的安全系数为故该轴在截面II左右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，该轴的设计计算结束。三 低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力，屈服极限。 2、初步确定轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得 初选联轴器LH4，初定轴的最小直径3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴的配合的毂孔长度L=112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 2）初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承6010，故,为了便于齿轮安装，为了使齿轮有较好的轴向定位，取，； 轴承B=16mm，为了便于安装，其他长度由轴2的计算方法求得， 3）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位采用普通平键连接，根据，选择轴上的键为，根据，选择与轴段7的键为，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6； 4）轴上零件的轴向定位 轴承采用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与套筒定位； 5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为0.6mm。 （6）求轴上的载荷 受力分析下图所示：计算结果如下表载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩 （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命