直齿圆柱齿轮设计.doc

目录第1章 传动装置的总体设计.31.1拟订传动方案.31.2 电动机的选择.31.3 计算总传动比并分配各级传动比.51.3.1 总传动比.51.3.2 各级传动比.61.4 计算传动装置的运动和动力参数.7第2章 带传动的设计.72.1 选择带的形状.72.2 确定带轮直径及带长.72.3 确定中心距并验算小带轮包角.82.4 确定V带根数Z.82.5受力计算.9第3章 齿轮传动设计.103.1 高速级齿轮传动的设计.10 3.1.1 选择齿轮精度等级，材料及齿数.103.1.2 按齿面接触疲劳强度设计.103.1.3 按齿根弯曲强度校核.133.1.4 结构设计.143.2 低速级齿轮传动的设计.15第4章 轴的设计.164.1 低速轴的设计.164.1.1 低速轴的设计计算.194.1.2 低速轴的校核计算.224.2 中间轴及高速轴的设计.16第5章 轴承的选择.245.1 输出轴的轴承选型.245.1.1 轴承的校核.255.2 中间轴、高速轴轴承设计.255.3 润滑与密封.25第6章 箱体的结构设计.266.1 箱体的主要结构尺寸.26第1章 传动装置的总体设计1.1 拟订传动方案本传动装置用于带式输送机，工作参数：输送带拉力3100N，输送带速度：1.2m/s，滚筒直径：360mm；工作条件为单向运转，有轻微振动，经常满载、空载起动，单班制工作，使用年限为10年，输送带速度允许误差为5%。本设计拟采用二级直齿圆柱齿轮减速器，传动简图如图1-1所示。图1-1 运动简图1.2 电动机的选择 1.选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。2.选择电动机容量工作机所需的功率：电动机的输出功率： 其中是电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率,包括带传动的效率,两对齿轮传动的效率，三对滚动轴承的效率，一个联轴器的效率。 由机械设计 机械设计基础课程设计/张建中，何晓玲主编.文献中查表10-1得故所以由选取电动机的额定功率，使可由同本文献表10-112查得电动机的额定功率3. 选择电动机的转速先计算工作机主轴的转速，即滚筒的转速由表3-3确定传动比的范围，取带传动的传动比，圆柱齿轮传动比，则总传动比的范围为。电动机的转速范围在此范围内的电动机的同步转速有1500r/min和3000r/min两种。由表10-112查得其型号。表1-1 两种电动机的比较型号额定功率/(KW)满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg总传动比带传动比一级二级Y100L-25.529002.02.36445.55334.3883.5Y1002-45.514402.22.36822.61933.0162.5由表中数据可知两个方案均可以，但方案2的传动比小，传动装置结构尺寸小。故采用方案2，选动机的型号为Y132s-4。1.3 计算总传动比并分配各级传动比1.3.1 总传动比1.3.2 各级传动比为使带传动的尺寸不致过大，满足，可取，则齿轮的传动比由，为高速级传动比，为低速级传动比。 得取得。1.4 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速2.各轴的功率3.各轴的转矩第2章 带传动的设计2.1 选择带的形状1. 由文献机械零件/郑志祥等主编.2版.北京：高等教育出版社，2000（2008重印）查表5-9查得工作情况系数 2. 由上文献式（5-22） 3.查图5-11a，选择A型V带2.2 确定带轮直径及带长 1. 参考图5-11a及表5-4，选取小带轮直径 2. 验算带速由式（5-7） 3.从动带轮直径查表5-4取4.传动比 5. 从动轮转速 故符合要求。6.由式（5-23）初选中心距7.按式（5-24）求带的计算基准长度2.3 确定中心距并验算小带轮包角按式（5-25）计算实际中心距按式（5-26）确定中心距的调整范围由式（5-11）得故合适。2.4 确定V带根数Z1. 由表5-8a查得：时的单根Z型V带的额定功率分别为1.96kW和2.29kW,用线性插值法时的额定功率值：2.由表5-10a,查得3.由表5-11，查得包角系数4.由表5-12，查得长度系数5. 计算V带根数Z，由式（5-28）取Z=3根。2.5受力计算1.单根V带初拉力由式（5-29） 2. 计算对轴的压力：第3章 齿轮传动设计3.1 高速级齿轮传动的设计3.1.1 选择齿轮精度等级，材料及齿数1.由于运输机为一般工作机器，速度不是很高，故选用7级精度即可（GB 1009588）。2.材料选择，查同上文献表7-1可选得小齿轮（高速齿轮）材料为40 （调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240 HBS，二者材料差为40 HBS。3.初选小齿轮齿数24，高速级，则大齿轮齿数3.1.2 按齿面接触疲劳强度设计由上文献的设计公式（7-5）进行试算，即1. 试选载荷系数1.4由表7-8选取齿宽系数12. 由表7-6查得材料弹性影响系数3. 图10-30选取区域系数4. 重合度系数5. 接触疲劳许用应力（1）由图7-16a,查得接触疲劳强度极限，。（2）计算应力循环次数 （3）由图7-18曲线2，得。（4）查表7-9，取则接触疲劳许用应力:取小值带入计算6. 计算7. 圆周速度 8. 计算载荷系数K（1）由表7-3，取（2）由V=1.297m/s和7级精度，按图7-8查得（3）按表7-4，由软齿面，7级精度，非对称支承（4）根据查表7-5,软齿面、斜齿，取（5）式中与假设不符对进行修正。9. 主要尺寸计算（1） 模数 （2） 中心距 圆整中心距a=120mm（4）计算大、小齿轮分度圆直径（5） 齿宽 3.1.3 按齿根弯曲强度校核由式（7-14）校核公式为1、齿形系数，查表7-7 得 2、 应力修正系数，查表7-7得 3、 重合度系数 4、由图7-29得螺旋角系数 5、许用弯曲应力 （1）由图7-16aMQ线得 （2）由图7-19得（3）按表7-9 6、校核计算 3.1.4 结构设计以大齿轮为例。以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸由图中为准。3.2 低速级齿轮传动的设计低速级的齿轮仍选用斜齿轮软齿面。选择小齿轮（低速齿轮）的材料为40 （调质），硬度为270 HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为230 HBS，二者材料差为40 HBS。计算方法与高速级齿轮传动设计相同，用齿面接触疲劳强度设计，而后用齿根弯曲疲劳强度校核。故步骤省略，参数见下表表3-1 齿轮参数表高速级齿轮低速级齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数24723075模数2.5mm2.5mm压力角2020齿顶高系数1mm顶隙系数0.25mm分度圆直径60mm180mm75mm187.5mm齿顶圆直径65mm185mm80mm192.5mm齿根圆直径58.75mm173.75mm68.75mm181.25mm齿宽65mm60mm80mm75mm中心距120mm131.25mm第4章 轴的设计4.1 低速轴的设计4.1.1 低速轴的设计计算 1.求作用在齿轮上的力表4-1 减速器齿轮传动的主要参数级别齿宽高速级24722.520低速级30752.520已知低速级大齿轮的分度圆直径为圆周力：径向力： 2 .初步估算轴的最小直径，选择联轴器初估轴颈：安装联轴器处（L1）轴段的直径为轴的最小直径。轴的材料选用45钢。根据表9-3，,按公式（9-2）得有键槽削弱，轴颈需增大3%，选择联轴器：（1）为了隔离振动与冲击，选择弹性套柱销联轴器。（2）载荷计算，公称转矩T=730426N.mm（3）型号选择：从GB/T4323-2002表中查得TL9型的许用转速为2850r/min，公称转矩为1000N.mm，轴颈有50,55,56mm,轴段长度，取D1=50mm,l1=80mm图4-1 轴的简图3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案：轴上大部分零件包括，大圆柱齿轮、挡油环、右端轴承、轴承端盖由右端装配，左端轴承、挡油环、轴承端盖、联轴器由左端装配。（2）根据轴向定位及固定要求，确定轴各段的直径d和长度l。1）装联轴器段，即轴的最小直径即d1=50mm,l1=80mm。2）装左端轴承处，联轴器右端用轴肩定位，故取d2=55mm，其长度由轴承端盖及其固定螺钉的装拆要求决定，取。3）装轴承段，这两段轴颈由滚动轴承的内圈孔径决定。根据直齿轮有轴向力、径向力、及d2=55mm，初选深沟球轴承6012，其尺寸dDT=609518，故d3=d7=60mm,轴段3的长度为挡油环与轴承宽度之和，左端挡油环选，则l3=16+18=34mm，轴段7的长度由轴承宽度、轴承与箱体内壁距离、箱体内壁与挡油环距离决定，则l7=T+s+a=18+5+19=42mm。4）装齿轮段，考虑到齿轮装拆方便，应使d6d7=60mm，取d6=65mm,其长度由齿轮轮毂宽度b2=75mm决定，为保证挡油环紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，应略小于，故取=71mm。5）轴环段，齿轮左端用轴环定位，根据d6=65mm,按设计手册推荐轴环高h=(0.07d+3)(0.1d+5)=（0.0765+3）（0.165+5）=7.5511.5mm，取，故轴环直径d5=d6+2h=65+28=71mm，轴环宽度一般为高度的1.4倍，即，取。6）自由段，左端轴承用轴肩定位，根据深沟球轴承6012查手册得轴肩处安装尺寸D2=67mm，取d4=67mm，其长度由一级大齿轮与二级大齿轮之间的距离、一级大齿轮的齿宽b2=60、一级大齿轮与箱体内壁之间的距离决定l4=cLal5=18+60+1612=82mm。 （3）轴上零件的周向固定齿轮，半联轴器的周向固定均采用平键联接。按轴颈尺寸由手册查得，装齿轮处采用平键尺寸bhl=201263（GB1095-79）,同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故采用的配合；按联轴器处选用平键bhl=161063，联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向固定是采用过盈联接来保证的，此处选。（4）定出轴肩处的圆角半径值，轴端倒角取4. 选择轴的材料，确定许用应力轴的材料：选用45钢，调制处理。查表9-1得轴的力学性能许用应力：由表9-5得4.1.2 低速轴的校核计算 1.画轴的计算简图，计算支反力由轴的结构简图4-1，及各段的长度可确定出轴承支点跨距。由此画出轴的受力简图，如下图所示：水平面支反力(如图4-2b图):垂直面支反力（如图4-2d图）:图4-2 轴的设计用图2.画弯矩图、扭矩图（1）水平面弯矩图(如图4-2c图):截面C处 （2） 垂直面弯矩图（如图4-2e图）:截面C左边 截面C右边 （3）合成弯矩图（如图4-2f图）:截面C左边 截面C右边 （4）扭矩图（如图4-2g图）:扭矩T=730426N.mm 3. 按扭矩合成应力校核轴的强度 按图中所示可见C处弯矩最大，应校核该截面的强度。 截面C的当量弯矩 式中 由式9-5得 校核结果：故截面C的强度足够。 4.2 中间轴及高速轴的设计中间轴的装配方案：小圆柱齿轮、套筒、左端轴承、轴承端盖由左端装配，大圆柱齿轮、套筒、右端轴承、轴承端盖由右端装配。高速轴的装配方案：套筒、左端轴承、轴承端盖由左端装配，套筒、右端轴承、轴承端盖由右端装配。均选用45钢，设计校核同低速轴，各段直径及长度，选用轴承见下表，其余参数见图纸。表4-1 其他轴参数中间轴高速轴轴段直径(mm）长度(mm)直径(mm)长度(mm)第一段30502080第二段40562545第三段56163033第四段40763691第五段30456313第六段4561第七段3045选用轴承均采用6012深沟球轴承第5章 轴承的选择5.1 输出轴的轴承选型在轴的设计时已初选6012深沟球轴承，查表得其基本尺寸dDB=609518。查得6012相关数据为：基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cor=24.2kN；最大安装尺寸dmax=88mm，最小安装尺寸dmin=67mm。在设计轴时已计算得加载在轴上的力如下：圆周力Ft=7791.211N，径向力Fr=2835.769N。5.1.1 轴承的校核1.径向支反力（即轴承径向载荷）计算轴承2的径向载荷轴承1的径向载荷Fr1=FR-Fr2=2835.769-1784.241=1051.528N2. 根据当量动载荷公式计算P值 式中为冲击载荷系数，由表11-5取。（5）计算轴承的工作寿命故能保证预期额定寿命。5.2 中间轴、高速轴轴承设计设计及校核方式同低速轴轴承，故略，能保证预定的使用寿命。5.3 润滑与密封对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且转速较低，故采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑。轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱体隔绝，防止润滑油(脂)漏出和箱体杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。采用毡圈式密封。轴承室内侧的密封采用封油环。其作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止轴承内的油脂流入箱内及箱内润滑油键入轴承室而稀释、带走油脂。箱盖与箱座结合面采用涂密封胶的方式密封。第6章 箱体的结构设计6.1 箱体的主要结构尺寸 1.箱座（体）壁厚：=8，取=10，其中=135.1；2.箱盖壁厚：=0.02a+38，取=10；3.箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度：，,；4.地脚螺栓直径及数目：根据=135.1mm，得，根据螺栓的标准规格，选得，数目为6个；5.轴承旁联结螺栓直径：； 取标准值；6.箱盖、箱座联结螺栓直径：=67.2，取=6；7.轴承端盖螺钉直径：表6-1 减速器所用螺钉规格高速轴中间轴低速轴轴承座孔（外圈）直径626290轴承端盖螺钉直径8