三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器设计计算说明书.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除机械设计课程设计计算说明书设计题目 三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器学院：职业技术教育学院专业 机械设计制造及其自动化学号*设计人 *指导教师 *完成日期2012年7月18日 目录一、设计任务1二、电动机的选择1三、 拟定各级传动比2四、齿轮的传动设计6五、 轴的设计计算14六、 轴承的寿命校核20七、 键的校核22八、 箱体的结构设计23九、 密封和润滑24十、 感想24十一、参考文献25设计计算及说明主要结果一、设计任务题目:设计一用于带式传输机传动装置中的三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器。已知：鼓轮的扭矩T（N*m）鼓轮的直径D（mm）运输带速度V（m/s）带速允许偏差（%）使用期限（年）工作制度（班/日）3303001.0552二、确定发动机工作机的转速：nw =V60D=1603.140.3=63.694r/min 取 nw =65r/minV=nw D60=1.0205m/s1.0205-11100%=2%5%工作机为带式运输机w=0.96Pw=Tnw 9550w=3306595500.96=2.34kW初选联轴器，滚动轴承，由指导书P11表2-4得：联=0.99 轴承=0.98 齿轮=0.98 （7级）则 Pw=Pd联齿轮2轴承3联 故： Pd=Pw联齿轮2轴承3联=2.340.9920.9820.983=2.64kWPed=（11.3）Pd=2.643.432kW由指导书P7表2-1得：圆柱齿轮传动比36故 n d=5852340r/min750r/min 1000r/min 1500r/min三种转速的发动机均满足要求，考虑到优先选择1000r/min 和1500r/min 两种，又考虑减速器的结构紧凑性，最终选择转速为1000r/min 的发动机,根据指导书P216表20-1选得发动机型号为Y132S-6.三、拟定各级传动比i=960r/min65r/min=14.77i1=(1.11.5)i2 i1=(1.11.5)i =4.37i2=3.381) 各轴的转速：n1=n0=nm=960r/minn2=n0i1=960r/min4.37=220r/minn3=n2i2=220r/min3.38=65 r/min 2) 各轴输入功率：P0=Pd=2.64kP1=P0联=2.640.99=2.61kW P2=P1齿轮 轴承 =2.610.982=2.51kWP3=P2齿轮 轴承 =2.510.982=2.41kWPw=P3轴承 联=2.410.980.99=2.34kW3) 各轴的转矩：Ti =9550Pini 故：T0 =9550P0n0=95502.64960=26.26（N*m）T1 =9550P1n1=95502.61960=25.96（N*m）T2 =9550P2n2=95502.51220=108.96（N*m）T3 =9550P3n3=95502.4165=354.08（N*m）Tw =9550Pwnw=95502.3465=343.8（N*m）将上述计算结果整理后列成表格，供以后设计计算时使用。表格如下：表1项目电动机轴1轴2轴3轴转速/（r/min）96096022065功率/kW2.642.612.512.41转矩/(Nm)26.2625.96108.96354.08传动比14.373.38效率0.990.96040.9604四、齿轮的传动设计(一) 第一级齿轮的设计由表1得n1=960r/min ，P1=2.61kW，传动比为i1=4.37，工作寿命为5年（300天，两班制），载荷平稳、单向旋转。1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1) 根据机械设计P210表10-8知：减速器为一般工作机器，故选用7级精度（GB10095-88）2) 材料的选择，小齿轮用40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料用45钢（调质）硬度为240HBS，两者相差40HBS介于3050；3) 小齿轮齿数可取z1=2040（闭式），取z1=27，则大齿轮齿数z2=z1*i1=117.99，取z2=118；4) 初选螺旋角为=142. 因该减速器内的齿轮传动为闭式传动，且齿轮硬度为280HBS350HBS，故按接触疲劳强度设计根据机械设计式（10-21）试算，即：d 1t32KtT1di1iZHZEH 2a) 确定各个参数的值） 试选Kt=1.6） 由教材P217图10-30得ZH=2.433） 由教材P215图10-26得1=0.79，2=0.88，则 =1+2=1.67） 由式（10-13）计算应力循环次数N1=60*960*1*(2*8*300*5)=1.3824109N2=60*220*1*(2*8*300*5)=3.168108由教材P207图10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.955)由教材P20510-12，取失效概率1%, S=1,又由教材P209图10-21d得lim1=600Mpa, lim2=550MpaH 1=KHN1lim1S=0.9600MPa=540MPaH 2=KHN2lim2S=0.95550MPa=522.5MPaH =H 1H 22=540522.52MPa=531.25MPa6)由表1得小齿轮的传递的扭矩T1=25.96Nm=25960Nmm7）由教材P201表10-7选得齿宽系数d=18）由教材P201查得，材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa 12b) 计算1）d 1t321.62596011.674.3714.372.433189.8531.25 235.88mm2)计算圆周速度v=d1tn6010003.1435.889606010001.8m/s3）计算齿宽b及模数mnt1.b=dd1t=135.88mm=35.88mm2.mnt=dt1cos/z1=35.88cos14/27=1.29mm3.齿高h=2.25mnt=2.251.29=2.90mm4.b/h=35.88/2.90=12.374)计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318127tan14=2.1415）计算载荷系数K由教材P193表10-2得使用系数KA=1，由教材P194图10-8及线速度v=1.80m/s，7级精度，得动载系数Kv=1.08，由教材P196表10-4得KH=1.416，由教材P198图10-13得KF=1.38，由教材P195表10-3得KH=KF=1.4（KAFt/b=125960/(17.9435.88)=40.33100N/m）,故K=KAKvKHKH=11.081.41.42=2.156）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由教材式（10-10a）得d1=d1t3KKt=35.8832.151.6=39.59mm7)计算模数mnmn=d1cosz1=39.59cos1427=1.42mm3.按齿根弯曲强度设计由教材P216式（10-17）得mn32KT1Ycos2dz12YFaYsaFa）确定各个参数的值1）计算载荷系数K=KAKvKFKF=11.081.41.38=2.092)根据纵向重合度=2.141，由教材P217图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883)计算当量齿数zv1=z1cos 3=27cos314=29.56zv2=z2cos 3=118cos314=129.174）查齿形系数由教材P200表10-5得：YFa1=2.524 YFa2=2.1575）查应力校正系数由教材P200表10-5得：Ysa1=1.623 Ysa2=1.8136)由教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2=380MPa7）由教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9 KFN2=0.958）计算弯曲疲劳许用应力，由教材P206得Sp=1.251.5，取Sp=1.4，由式（10-12）得：F 1=KFN1FE1S=0.95001.4MPa=321.43MPaF 2=KFN2FE2S=0.953801.4MPa=257.86MPa9）计算大小齿轮YFaYsaF并加以比较YFa1Ysa1F 1=2.5241.623321.43=0.01274YFa2Ysa2F 2=2.1571.813257.86=0.01517大齿轮的数值较大b) 设计计算mn322.09259600.88cos214127 21.67 0.015171.04mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.25mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=39.59mm来计算应有的齿数。于是有z1=d1cosmn=39.59cos141.25=30.73取z1=31，则Z2=Z1i1=314.37=135.471354.几何尺寸计算1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=31+1351.252cos14=106.93mm将中心距圆整为a=105mm则螺旋角修正为=arccos（z1+z2）mn/2a=arccos(31+135) 1.25/(2105)=85059因值与初选值14变化较大，因此前面应重新校核数据，估选=11则1=0.80 2=0.91 所以=12=1.71ZH=2.467 重合度=0.318127tan11=1.669，故Y=0.91其他各个参数不变，则d 1t322.152596011.714.3714.372.467189.8531.25 2=39.646mmmn322.09259600.91cos211127 21.71 0.01517=1.06mmz1=d1cosmn=39.646cos111.25=31.13取z1=32 则Z2=Z1i1=324.37=139.84，考虑到两个齿轮齿数互质取Z2=141,则中心距a=z1+z2mn2cos=32+1411.252cos11=110.15mm将中心距圆整为a=110mm则螺旋角修正为=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos(32+141) 1.25/(2110)=103538因变化不大，故各个参数无需调整2)计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=321.25cos103538=40.69mmd2=z2mncos=1411.25cos103538=179.31mm3）计算齿轮宽度b= dd1=140.69=40.69mm圆整后取B2=45mm B1=50mm(二) 第二级齿轮传动由表1得n2=220r/min ，P1=2.51kW，传动比为i2=3.38，工作寿命为5年（300天，两班制），载荷平稳、单向旋转。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 A）根据机械设计P210表10-8知：减速器为一般工作机器，故选用7级精度（GB10095-88）B）材料的选择，小齿轮用40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料用45钢（调质）硬度为240HBS，两者相差40HBS介于3050；C）小齿轮齿数可取z1=2040（闭式），因为i2i1,考虑到低速级中心距不宜太小，取z3=33，则大齿轮齿数z4=z3*i2=111.54，取z4=112；D)初选螺旋角为=142.因该减速器内的齿轮传动为闭式传动，且齿轮硬度为280HBS350HBS，故按接触疲劳强度设计根据机械设计式（10-21）试算，即：d 3t32KtT2di1iZHZEH 2a） 确定各个参数的值） 试选Kt=1.6） 由教材P217图10-30得ZH=2.433） 由教材P215图10-26得1=0.8，2=0.91，则 =1+2=1.71由式（10-13）计算应力循环次数N3=60*220*1*(2*8*300*5)= 3.168108N4=60*65*1*(2*8*300*5)=9.36107） 由教材P207图10-19 取接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=0.985)由教材P20510-12，取失效概率1%, S=1,又由教材P209图10-21d得lim3=600Mpa, lim4=550MpaH 3=KHN3lim3S=0.95600MPa=570MPaH 4=KHN4lim4S=0.98550MPa=539MPaH =H 3H 42=5705392MPa=554.5MPa6)由表1得小齿轮的传递的扭矩T2=108960Nmm7）由教材P205表10-7选得齿宽系数d=18）由教材P201查得，材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa 12b) 计算1）d 1t321.610896011.713.3813.382.433189.8554.5 256.80mm2)计算圆周速度v=d3tn6010003.1456.802206010000.65m/s3）计算齿宽b及模数mnt1.b=dd3t=156.80mm=56.80mm2.mnt=d3tcos/z3=56.80cos14/33=1.67mm3.齿高h=2.25mnt=2.251.67=3.76mm4.b/h=56.80/3.76=15.14)计算纵向重合度=0.318dz3tan=0.318133tan14=2.6165）计算载荷系数K由教材P193表10-2得使用系数KA=1，由教材P194图10-8及线速度v=0.65m/s，7级精度，得动载系数Kv=1.05，由教材P196表10-4得KH=1.42，由教材P198图10-13得KF=1.45，由教材P195表10-3得KH=KF=1.4（KAFt/b=1108960/(28.456.8)=67.5S=1.4故安全（三）输出轴的设计计算1）拟定轴的结构图一拟定轴的结构如图一所示，AB段与轴承配合，BC段为轴与低速级齿轮的配合，CD段为轴环保证齿轮的定位，EF段与轴承配合，GH段与输出联轴器配合，由式子dA3Pn由教材P370式（15-2）选轴的材料为40Cr，根据教材P370表15-3取A0=97于是估算最小直径为：d minA3Pn=19.25mm取HG段直径为Dhg=22mm，B面有联轴器的定位作用，故直径差为610，取GF段直径Dgf=28mm，FE段和AB段为轴与轴承配合处，取Dcfe=Dab=30mm，取DE段直径为Dde=40，BC段为齿轮与轴的配合，取为Dbc=402)选择联轴器、键与滚动轴承（1）联轴器的选择因该轴为输出轴，与联轴器配合，根据轴直径查指导手册表17-2选择联轴器LX2，联轴器L=52mm，故AB段的长度lgh=52mm（2）键的选择 根据指导手册表14-1，配合处直径为Dab=22mm，选择键为C型键规格为6652（3）轴承的选择 由CD段的直径Dcd=30mm查指导手册表15-3选择7206C型角接触球轴承，dDB=306216，a=14.2mm，C=23.0kN，C0=15.0kN3)由表2得输入轴的功率P3=2.41kW n1=65r/min T3=354.08Nm=358080Nmm4)求作用在轴上的力齿轮分度圆直径d3=mtz3=208.39mmFt4=Ft3=3537NFr4=Fr3=1333NFa4=Fa3=950NMa4=FaD/2=950208.39/2=98985NmmFNH1=(Fr4L2-Ma)/(L1+L2)=-141NFNH2=Fr4-FNH1=1474NMH1=FNH1L1=-15975NmmMH2=MH1+Ma4=83010NmmFNV1=Ft4L2/（L1+L2）=1174NFNV2=Ft4-FNV1=2363NMv=FNV1L1=267728NmmM1=2Mv2+MH12=268204NmmM2=2Mv2+MH22=280301NmmT=354080Nmmca=2M 3+T2W=2280301 3+0.335408020.1403=46.8MPa由教材表15-1得-1=70MPa ca-1 故安全六、轴承的寿命校核（一）对轴一轴承的校核（1）轴承的所受外力轴承径向载荷Fr1=FNH12+FNV12=936.6N Fr2=FNH22+FNV22=343.8N由7206C型轴承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7206C型轴承按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中由Fa/C0的值确定，但Fa未知，故先取e=0.4，因此可得Fd1=0.4Fr1=374.64NFd2=0.4Fr2=137.52NFa=239N, Fa+Fd2=376.52Fd1=374.64N故，Fa1=Fa+Fd2=376.52N，Fa2=Fd2=137.52N则，Fa1/C0=376.52/15000=0.025,Fa2/C0=137.52/15000=0.009查表得e1=0.39，e2=0.37再算Fd1=e1Fr1=365.27N，Fd2=e2Fr2=127.21NFa+Fd2=366.21Fd1=365.27N，所以Fa1=Fa+Fd2=366.21N，Fa2=Fd2=127.21NFa1/C0=366.21/15000=0.024,Fa2/C0=127.21/15000=0.008两次计算Fa/C0值变化不大，因此确定e1=0.39，e2=0.37Fa1/Fr1=0.39=e1 查表13-5得X1=1，Y1=0Fa2/Fr2=0.37=e2 查表13-5得X=1，Y1=0轴的运转中，查表13-6得fp=1.01.2，取fp=1.2，则P1=fpFr1=1.2936.6=1123.92NP2=fpFr2=1.2343.8=412.56N(3)验算轴承寿命，因P1P2，故只需验算P1即可，Lh=10660nCP1=10660n230001123.923=148784hLh/(30082)=31年5年，故合格（二）对轴二轴承的校核（1）轴承的所受外力轴承径向载荷Fr1=FNH12+FNV12=2222.8N Fr2=FNH22+FNV22=2769.7N由7206C型轴承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7206C型轴承按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中由Fa/C0的值确定，但Fa未知，故先取e=0.4，因此可得Fd1=0.4Fr1=889.12NFd2=0.4Fr2=1107.88NFa=239N, Fa+Fd2=1878.88Fd1=889.12N故，Fa1=Fa+Fd2=1878.88N，Fa2=Fd2=1107.88N则，Fa1/C0=1878.88/15000=0.125,Fa2/C0=1107.88/15000=0.07查表得e1=0.473，e2=0.442再算Fd1=e1Fr1=1051.38N，Fd2=e2Fr2=1224.21NFa+Fd2=1935.21Fd1=1051.38N，所以Fa1=Fa+Fd2=1935.21N，Fa2=Fd2=1224.21NFa1/C0=1935.21/15000=0.129Fa2/C0=1224.21/15000=0.08两次计算Fa/C0值变化不大，因此确定e1=0.473，e2=0.442Fa1/Fr1=0.0.87e1 查表13-5得X1=0.44，Y1=1.18Fa2/Fr2=0.442=e2 查表13-5得X=1，Y1=0轴的运转中，查表13-6得fp=1.01.2，取fp=1.2，则P1=fp(XFr1+YFa1)=3913.94NP2=fpFr2=3323.64N(3)验算轴承寿命，因P1P2，故只需验算P1即可，Lh=10660nCP1=10660n230003913.93=15374hLh/(30082)=3.2年，故23年需检修，换轴承（三）对轴三轴承的校核（1）轴承的所受外力轴承径向载荷Fr1=FNH12+FNV121182.4N Fr2=FNH22+FNV22=2785.0N由7206C型轴承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7206C型轴承按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中由Fa/C0的值确定，但Fa未知，故先取e=0.4，因此可得Fd1=0.4Fr1=472.96NFd2=0.4Fr2=1114NFa=239N, Fa+Fd1=1422.96Fd2=1114N故，Fa2=Fa+Fd1=1422.96N，Fa1=Fd1=472.96N则，Fa1/C0=472.96/15000=0.03Fa2/C0=1422.96/15000=0.09查表得e1=0.0.40，e2=0.46再算Fd1=e1Fr1=472.96N，Fd2=e2Fr2=1281.1NFa+Fd1=1422.96Fd2=1281.1N，所以Fa1=Fd1=472.96N，Fa2=Fd1+Fa=1422.96NFa1/C0=472.96/15000=0.03Fa2/C0=1422.96/15000=0.09两次计算Fa/C0值不变，因此确定e1=0.4，e2=0.46Fa1/Fr1=0.4=e1 查表13-5得X1=1，Y1=0Fa2/Fr2=0.0.51e2 查表13-5得X2=0.44，Y2=1.23轴的运转中，查表13-6得fp=1.01.2，取fp=1.2，则P1=fpFr1=1.21182.4=1418.88N2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.442758+1.231422.96)=3578N(3)验算轴承寿命，因P2P1故只需验算P2可，Lh=10660nCP=68521hLh/(30082)=14.35年，故合格七、键的校核（一）输入轴上的键（1）联轴器上的键为单圆头普通平键D=20mm，bhL=6656（2）检验键连接的强度由键、轴联轴器的材料为刚，由教材P106表6-2得许用挤压应力p=100120MPa 取p=110MPa键的接触长度为l=L-0.5b=56-0.56=53mm键与联轴器的接触高度k=0.5h=60.5=3mmp=2T103kld=22596035320=16.33MPap故该键连接强度足够(二)中间轴上的键（1）轴与齿轮的配合，圆头平键，轴与齿轮配合处D=33mm，轮毂宽度为45mm，故键的尺寸为bhL=10840（2）检验键连接的强度由由键、轴联轴器的材料为刚，由教材P106表6-2得许用挤压应力p=100120MPa 取p=110MPa键的接触长度为l=L-b=40-10=30mm键与联轴器的接触高度k=0.5h=80.5=4mmp=2T103kld=210896043033=55MPap故该键连接强度足够（三）输出轴上的键（1）输出轴上与齿轮配合采用圆头平键，轴与齿轮配合处D=40mm，轮毂宽度为65mm，故键的尺寸为bhL=12856（2）检验键的连接强度由由键、轴联轴器的材料为刚，由教材P106表6-2得许用挤压应力p=100120MPa 取p=110MPa键的接触长度为l=L-b=56-12=44mm键与联轴器的接触高度k=0.5h=80.5=4mmp=2T103kld=235408044440=100.6MPap故该键连接强度足够八、箱体的结构设计名称符号尺寸关系尺寸值/mm箱座壁厚=0.025a+88箱盖壁厚1=0.02a+88箱体凸缘厚度b 、b1、b2箱座b=1.5箱盖b1=1.51箱底座b2=2.5b=12b1=12b2=20加强肋厚m、m1箱座m =0.85箱盖m1=0.851m =6.8m1=6.8地脚螺栓直径df 0.036a+1216地脚螺栓数目N6轴承旁连接螺纹直径d1 0.75df12箱盖、箱座连接螺栓直径d2 （0.50.6）df10轴承盖螺钉直径和数目d3 、n指导手册表9-96轴承盖（轴承座端面）外径D292视孔盖螺钉直径d4 6Df、d1、d2至箱外壁距离C1见指导手册表4-2D1、d2至凸缘边沿的距离C2轴承旁凸台高度和半径h 、R1R1=14箱体外壁至轴承座端面距离l1 C1+C2+(510)40九、密封和润滑该减速器采用毡圈密封，因为低速级大齿轮的线速度为v=nD/(601000)=0.71m/s,故采用脂润滑，轴承应定期检查添加润滑脂。十、感想这次为期三周的课程设计，可以说是比较充实的，记得还没开始的时候，我理所应当的以为应该很简单，工作量应该不大，就像去年做桁架一样，几天就能完成。当我上完第一次的课后，我就意识