机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器讲解

1、机械设计课程设计2011-2012第 1 学期姓名：班级：指导教师：成绩：日期： 2011 年 6 月展开式二级圆柱齿轮减速器目录1. 设计目的 22. 设计任务书及方案 23. 电机选择和传动装置的运动、动力参数计算 34. 齿轮的设计计算 55. 轴的设计计算 106. 高速轴键的校核计算 167. 高速轴轴承寿命计算 178. 联轴器的选择 179. 减速器的润滑和密封 1810. 箱体的结构设计 1811. 设计总结 2012. 参考资料 21- 1 -展开式二级圆柱齿轮减速器1. 设计目的机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训

2、练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。本课程设计的教学目的是：1 综合运用机械原理及设计课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践，使理论知识和生产知识密切地有机结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。2 在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤，培养学生分析和解决机械设计问题的能力，为以后进行的设计工作打下初步基础3 通过设计， 使学生在计算、 绘图、运用并熟悉设计资料（包括手册、 标准和规范等）以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的基本训练进行一次训练。2. 设计任务书及方案带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速

3、器1）系统简图滚筒联轴器减速器联轴器v电动机输送带2）工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5 年，输送带速度容许误差为 5%。3）原始数据输送带拉力 f（ n）2.6 103输送带速度 v（ m/s）1.0滚筒直径 d (mm)3004）设计工作量（ 1）设计说明书（ 2）减速器装配图（ 3）减速器零件图- 2 -展开式二级圆柱齿轮减速器计算及说明结果3. 电机选择和传动装置的运动、动力参数计算1）电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380v.(2) 选择电动机的容量此带式运输机，其电动

4、机所需功率为pdpw式中： pw 工作机的有效功率，即工作机的输出功率，单位为kw 。从电动机到工作输送带间的总效率。是组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。设1 、2 , 3, 4 分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动及卷筒传动的效率，则2421234查机械设计课程设计指导书表9-1 取1 =0.99，20.98 ， 30.97，40.96，则0.9920.9840.9720.960.817pwfv2.6 1031.0pw工作机的有效功率10002.6kw2.6kw1000所以电动机所需功率pw2.6kwkwpdpd0.8173.183.18kw（3）确定电动机的转速二级圆柱齿轮

5、减速器传动比i8 40，工作机卷筒轴的转速为nw601000v601000 1.0 r min64 r mind300所以电动机的转速可选范围为ndi nw(8 40) 64 r min(512 2560) rmin所选电机y112m-4综合考虑，决定选用1500 r min 的电动机。根据电动机类型、 容量和转速由机械手册选定电动机型号为y112m-4，其主要性能如下：- 3 -展开式二级圆柱齿轮减速器额定功率满载转速启动转距最大转矩电动机型号kw(rmin)额定转矩额定转矩y112m-4414402.22.2主要安装尺寸及外形尺寸：型号habcdef gdgkby112m112190140

6、7028608 724122452)传动装置的总传动比和分配传动比总传动比（1）总传动比为inm144022.5其中 nm 为满载转速。i22.5nw64（2）分配传动比 ii1i 2考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取i11.4i 2故i11.41.422.55.61i15.61ii 2i22.54.01i 24.01i15.613）各轴的运动和动力参数(1) 各轴的转速轴n1 nm1440 rmin轴n11440min 256.7 r minn2ri15.61轴n2256.764r minn34.01i2卷筒轴nwn364 r min（2）各轴的输入功率轴p1pd13.18kw 0.9

7、9 3.15kw轴p2p1233.15kw 0.98 0.972.99kw轴p3p2232.99kw0.980.972.84kw卷筒轴p卷p321 2.84kw0.980.992.76kw(3) 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为- 4 -展开式二级圆柱齿轮减速器td9.55106pd9.551063.18kw2.10895104 n mmnm1440r min轴t1td 121089.5nmm0.99 2.08786 104 nmm轴t2t123i120878.60.980.975.6111.13428104 nmm轴t3t223 i211342.80.980.974.014.2442810

8、5 nmm卷筒轴t卷t32 1424428.30.980.994.11780 105 nmm现将计算结果汇总如下：轴名功率 p kw转矩 t (nmm)转速 n( rmin )电机轴3.182.10910 41440轴3.152.08810 41440轴2.991.13410 5256.7轴2.844.24410 564卷筒轴2.764.119105644.齿轮的设计计算1）高速级齿轮的设计计算齿轮材料45 钢（ 1）齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 材料：高速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮（197 286） hbs 取小

9、齿齿数 z1 =17高速级大齿轮选用45 钢正火，齿面硬度为大齿轮（ 156217） hbsz 2 = i1 z1 =5.61 17=95.37取 z 2 =95. 齿轮精度按 gb/t10095 1998（机械设计基础以下简称教材p168），选择7 级，齿根喷丸强化。(2) 设计计算设计准则- 5 -展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取

10、大齿轮齿宽 b2 =b,而小齿轮宽 b1=b+(510)mm, 以便于装配。按齿面接触疲劳强度设计3d1t2kt1u 1( zh z e )2du h 按教材 p169取 k=1.6教材 p171 对于标准齿轮，区域系数z h2.5按 教 材 表 11-1小 齿 轮 接 触 疲 劳 极 限h lim 1h lim 2 360mpa ， 取失效效率1sh 1100许用接触应力h 1h lim 1600mpa，h 2sh则h 1h 2600360480mp ah22弹性系数 ze189.8mpaud25.61 ,按教材 p175 非对称布置d1d1转矩 t12.088104 nmm于是有小齿轮的分

11、度圆直径32kt1u 1 ( zh z ed1t)2=du h 21.62.0881045.6112.52189.8315.61480计算几何尺寸齿宽 b1dd142.5mm模数 m= d1z142.5 172.5mm校核齿根弯曲疲劳强度32kt1yfa ysa mm根据教材 p173m d z12f 600 mpa ，大 齿 轮h lim 2360mpash42.5mm初取小 齿 轮 的 分度圆直径d=42.5mm齿宽b1 =42.5mm模数 m=2.5- 6 -展开式二级圆柱齿轮减速器转矩 t12.088104 n mm,d1 . k1.6, z1 17, z295由教材表11-1 取小齿

12、轮弯曲疲劳极限fe 1450mpa, 大齿轮 fe 2 300取 sf 1.25 ，则f 1fe 1450360mpasf1.25f 2fe 2300240mpasf1.25查教材的图得 yfa13.1, yf a22.25,ysa11.53,ysa21.8于是有 yfa1ysa13.11.530.013175, yfa 2ysa22.251.80.016875f1 360f 2 240大齿轮的数值较大，选用。32kt1yfa ysa mm= 3 21.62.088104于是有 m 0.016875d z12 f 1 172=1.57mm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

13、弯曲疲劳强度计算的模数，按教材 p57gb/t1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m=2mm但为了同 时 满 足 接 触 疲 劳 强 度 ， 需 要 按 接 触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径d 1 =42.5 mm来计算应有的齿数d142.521.25 取 z121. 于是 z12m则 z 2 z1i1 5.61 21 118计算几何尺寸中心距 a= m z1z 22 21118139mm22大小齿轮分度圆直径 d1z1m212 42mmd2z2m1182236mm齿轮宽度 b=d d142mm由机械设计课程设计指导书以下简称指导书，取b1 45, b2 40齿顶圆直径

14、 d a1d12m42 446mmd a 2d2 2m2364240mm齿根圆直径 d f 1d12.5m42 2.5 2 37mm最终取模数m=2mmz121z 2118中心距a=139mmd142mmd2 =236mmb=42mmb145mmb240mm齿顶圆直径da146mmda 2240mm齿根圆直径d f 137mm- 7 -展开式二级圆柱齿轮减速器d f 2 d2 2.5m 2362.5 2 231mmd f 22）低速级齿轮传动的设计计算231mm（1）齿轮材料、精度、齿数材料：低速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮 （ 197286）hbs取小齿齿数 z1 =24低 速

15、 级 大 齿 轮 选 用 45钢 正 火 ， 齿 面 硬 度 为 大 齿 轮 （ 156217 ） bsz 2 = z1i 2244.0196.24 圆整取 z 2 =96齿轮精度 : 按教材 p168gb/t10095 1998，选择 7 级，齿根喷丸强化(2) 设计计算设计准则齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2 =b,而小齿轮宽b1=b+(5

16、10)mm, 以便于装配。按齿面接触疲劳强度设计32kt 2u 1 ( zh ze )2d1tduh 取 k=1.6 ，标准齿轮 zh2.5, ud24.01, z e189.8, d 1d1失效概率取 1 100 ， sh1， t21.1134 105 nmm同高速齿轮一样hh1h 2480mpa2则有32kt 2u1( z h z e ) 2 =d1tduh 21.61.11341055.012.52189.875.7mm314.01480计算几何尺寸齿宽 bd d175.7mm模数 md175.73.15mmz124d1t75.7mm初取b=75.7m=3.15按齿根弯曲疲劳强度设计-

17、8 -展开式二级圆柱齿轮减速器32kt2 yfa ysa mmmd z12f 其中 t21,.1134 105 nmm， d1 .由教材表11-1 取小齿轮弯曲疲劳极限fe 1450mpa, 大齿轮 fe 2 300取 sf 1.25 ，则fe 1450360mpaf 11.25sffe 2300f 2sf240mpa1.25查教材的图得 yfa12.65,yf a22.25,ysa11.6, ysa2 1.8于是有 yfa1ysa12.65 1.60.01178, yfa 2ysa22.25 1.80.016875f1 360f 2 240大齿轮的数值较大，选用。计算模数32kt2yfa y

18、sa = 3 21.61.1134105m0.0168752.18mmd z12 f 1 242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法面模数， 按 gb/t1357-1987圆整为标准模数,取 m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 =75.7 mm来计算应有的齿数 .z175.7取 z125 , z2 =4.01 25=10025.23计算几何尺寸中心距 a= m z1z 23 25 100187.5mm 圆整为 188mm22大小齿轮分度圆直径d1z1m25375mmd 2 z2 m 1003300mm 齿轮宽度

19、b= d d175mm由机械设计课程设计指导书以下简称指导书，取b1 80, b2 75齿顶圆直径 d a1d12m75 6 81mmd a 2 d2 2m3006306mmm 2.18最终m=3mmz125z 2100a=188mmd175mmd2300mm齿宽b180mmb275mmda181mmda 2306mmd f 1 =67.5mmd f 2- 9 -展开式二级圆柱齿轮减速器齿根圆直径 d f 1d12.5m752.5367.5mm292.5mmd f 2 d22.5m3002.53292.5mm5. 轴的设计计算ft994.291）高速轴的结构设计n高速轴 p1 3.15kw ,

20、 n11440rmin, t12.088104 n mmfr=361.89n作用在齿轮上的力：小齿轮分度圆直径d142mm切向力 ft2t122.088104994.29nd142径向力 frft tan994.29tan20361.89n为标准压力角 20d14.52mm初步确定轴的最小直径先按教材p241 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢 ,调质处理 .根据p24 5 取 c=112， dc 3p11123.1514.52mmn131440lt4型 弹 性高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈d , 为了使所选的轴与联轴器吻套 柱 销 联 轴合, 故需同时选取联轴器的型号。参考教材

21、p291 选择 k a1.5器转矩4tck at11.52.0881031320mmn因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以查指导书综合电动机的轴颈选取lt4 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63nm,半联轴器的孔径d=20mm, d =20mm,半联轴器长度l=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度l144mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求, - 轴段右端需要制出一轴肩 , 根据 h 0.07d, 取 h=1.5, 故取 - 的直径 d 23mm; 左端用轴端6205深沟球挡圈定位 , 按轴端直径取挡圈直径d 25mm ,为了保证轴端挡圈只压在轴承故

22、 - 的 长度应 比 l1 略短 一 些 , 现取半 联 轴器 上 而不 压在 轴端 上 ,l 42mml 42mm .初步选择滚动轴承 . 因轴承主要受径向力，故选取深沟球轴承. 参照工作要d =20mm求并根据 d 23mm, 由指导书 p119 初步选取0 基本游隙组标准精度级的 6205 深沟球轴承。l 42mm对于选取的深沟球轴承其尺寸为d d b 25mm52mm 15mm , 故d 23mm- 10 -展开式二级圆柱齿轮减速器d d 25mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位. 高度h0.07d取hmm 因此 d30mm,2.5, 取安装齿轮处的轴段d 30mm; 齿轮的右端与

23、左轴承之间采用套筒定位 . 已知齿轮毂的宽度为45mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮, 此轴段应略短于轮毂宽度, 故取 l 42mm . 齿轮的左端采用轴肩定位, 轴肩高2.5, 取 d 35mm. 轴环宽度 b1.4h , 取 b=5mm.轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) . 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求, 考虑轴承座的宽度, 故取l 50mm .取齿轮距箱体内壁之距离a=12 mm, 两圆柱齿轮间的距离c=16 mm. 考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时, 应距箱体内壁一段距离s, 取s=8 mm,已知滚动轴承宽度b=15 mm,低速

24、齿轮轮毂长l=40 mm, 则l bsa(4542)(158 123) mm 38mml lcal (8016125)mm103mm至此 , 已初步确定了轴的各端直径和长度.高速轴周向固定根据机械设计 p200 齿轮和半联轴器的轴向 h 定位均采用平键连接。根据 -段轴颈 d - 由指导书 p116 查得截面尺寸 b h 87。键槽用铣刀加工，取长为 32mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为 h 7 n6 。半联轴器与轴的连接选用平键b hl 66 32，半联轴d 30 mmd 30mml 42mmd 35mml 30mml 38mml =103mm器与轴配合为h 7

25、 k6 。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合，d - d - 的尺寸公差为m6。倒角与圆角由指导书p85 轴上的圆角、处r=1.0，、处r=1.6. 左轴端倒角 1.245 ，右轴端倒角 1.645 。高速轴结构图如下- 11 -展开式二级圆柱齿轮减速器03505052232?332?2）中间轴结构dc3p21103 2.9924.9mm先计算轴的最小直径， 取 c 等于 110，n2256.7最小直径取 25mm，最小直径为轴承处的直径，于是也选用深沟球轴承6205，其尺寸为 d d b 25mm 52mm15mm 。轴的结构图如下3）输出轴结构最小直径 dc 3p31103 2.8438.2

26、 ，选联轴器 k a 取 1.5，n364tc k a t31.5424.4636.6nm 计算转矩应小于联轴器的公称转矩，于是选择lt8 ，公称转矩710，孔径选取45mm， l=112mm, l184- 12 -展开式二级圆柱齿轮减速器根据指导书p120 选择深沟球轴承6211， ddb 55 100 21 键选用b h l18 11 63 和 b h l14 970输出轴的结构如下4)高速轴受力分析受力分析图如下fv 192.3nfv2269.6nfh 1253.6nfh 2740.7nm v 113475.8n mmm h137025 .6n mmm h 237035n mmfr l3

27、361.95092.3n垂直面支撑反力fv 1l314650l2m 1- 13 -展开式二级圆柱齿轮减速器fv 2frfv1361.992.3269.6nfh 1f t f3994.350水平面支撑反力l2 l3146253.6n50fh 2ftfh 1994.3253.6740.7n垂直面弯矩 m v 1fv1l292.3 146 13475.8n mmm v 2fv 2l3296.65014830nmm水平面弯矩 m h 1fh 1l2253.614637025.6nmmm h 2fh 2l3740.7 5037035nmm总弯矩 m 12213475.8237025.6239401.7

28、nmmm v 1m h 1m 22214830237035 239893.9 nmmm v 2m h 25）按弯曲扭转合成应力校核高速轴的强度根据教材 p246，单向运转，取0.6e =m 22(t1)239893.92(0.620880)2w=0.130215.5 mpa查 p246 表 14-3得 1 =60mp ae -1 ，此轴合理安全。6）轴的安全系数校核判断危险截面截面 a, , ,b 只受扭矩作用。所以a b 无需校核 . 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看, 截面和处过盈配合引起的应力集中最严重, 从受载来看 , 截面 c 上的应力最大 . 截面的应力集中的影响和截面的相近,但

29、是截面不受扭矩作用, 同时轴径也较大 , 故不必做强度校核 . 截面 c 上虽然应力最大 , 但是应力集中不大, 而且这里的直径最大 , 故 c 截面也不必做强度校核 , 截面和显然更加不必要做强度校核. 键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而, 该轴只需校核截面左右两侧即可.截面左侧抗弯系数 w0 .1 30 .130 327000.230.235400抗扭系数30dwt弯矩 m m5019.55019.5239893.924335.3n mm505039401 .7nmmm 239893.9 nmme -1 ，此 轴 合 理 安全危险截面截面- 14 -展开式二级圆柱齿轮减速器转矩 t12.088 104 n mm弯曲应力m24335.39.01 mpab2700w扭转应力t1208803.87mpat5400wt材料为45 钢，调质，由机械设计p187 查得mpab 6371268mpa ,t 1155mpa ，因 r1.00.04, d301.2d25d25查 p2