机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书3

1、目录第一节设计任务书1第二节传动方案的拟定及说明2第三节电动机的选择2第四节计算传动装置的运动和动力参数3第五节传动件的设计计算4第六节轴的设计计算9第七节滚动轴承的选择及计算15第八节键联接的选择及校核计算17第九节联轴器的选择18第十节润滑与密封18第十一节设计小结19参考资料目录20第一节设计任务题目：设计一用于带式带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱斜齿轮减速器一.总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4联轴器；5一卷筒。二.工作情况：载荷平稳、单向旋转三.原始数据运输带的拉力（N）:2600卷筒的直径D（mm:220运输带速度V（m/s）:1.1带速允许偏差（）:5使用年限（

2、年）：8工作制度（班/日）：24 .设计内容1 .电动机的选择与运动参数计算；2 .斜齿轮传动设计计算3 .轴的设计4 .滚动轴承的选择5 .键和联轴器的选择与校核；6 .装配图、零件图的绘制7 .设计计算说明书的编写5 .设计任务1 .减速器总装配图一张2 .齿轮、轴零件图各一张3 .设计说明书一份6 .设计进度1 .第一阶段：总体计算和传动件参数计算2 .第二阶段：轴与轴系零件的设计3 .第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4 .第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写第二节传动方案的拟定及说明传动机构类型为：展开式二级圆柱斜齿轮减速器。故只对传动机构进行分析论证。本传动

3、机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，两边轴较长、刚度第三节电动机的选择1、 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。2、 电动机容量的选择1 .卷筒所需功率PwPw=FXV=2.86kw2 .电动机的输出功率Pd=Pw/4由表1-7查出：“1=0.99,为输入联轴器的效率，42=0.99,为第一对轴承的效率，43=0.99,为第二对轴承的效率，44=0.99,为第三对轴承的效率，“5=0.98,为每对齿轮啮合传动的效率（齿

4、轮为7级精度，稀油润滑），“6=0.99,为输出联轴器的效率，“7=0.96,为卷筒的效率，刀二刀1刀243Tl445?刀6刀7=0.99X0.99X0.99X0.99乂0.982X0.96=0.88;所以Pd=3.25kW三、电动机转速的选择初选为同步转速为1500r/min的电动机四、电动机型号的确定由表121查出，电动机型号为Y112M-4的三相异步电动机，具额定功率为4kW满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。第四节传动装置的运动和动力参数1、 计算传动装置的总传动比及其分配1 .计算总传动比卷筒"圻Snw=60X1000XV/(I!D)=95.54r/min=

5、96r/min由电动机的满载转速nmf口工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i=nm/ns15.072 .合理分配各级传动比因为i=15.07,取i=15。由于减速箱是展开式布置，所以i1=3,i2=5速度偏差为0.467%<5%所以可行。2、 各轴转速、输入功率、输入转矩1 .各轴转速n【=nw=1440=1440r/minnil=nl/i1=1440/3=480r/minn0=nl/(ilxil)=96r/min2 .各轴输入功率PLp/x41=4X0.99=3.96kWP口=P1x42x45=3.96义0.99义0.98=3.84kWP0=plxn3Xn5=3.84

6、X0.99X0.98=3.73kW3 .各轴输入转矩I轴T1=9550p1/n!=9550X3.96/1440=26.26NmII轴T=9550pI/n=9550X3.84/480=76.4Nm田轴T4=9550PLJ/nH=9550X3.73/96=371.1Nm列表如下:项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速(r/min)144014404809696功率(kW43.963.843.732.86转矩(N*M26.2626.2676.4371.1371.1传动比11351效率10.990.980.980.96第五节传动件设计计算因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数

7、据进行计算。一、低速级齿轮的设计计算4 .选精度等级、材料及齿数材料及热处理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齿轮(1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料为40Cr。齿面渗碳淬火，齿面硬度为4855HRC(2)齿轮精度选才?7级，齿根喷丸强化。5 .初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。又(1)按齿面接触强度设计2一日2kth(i±1XZhZe)按式(10-21)试算，即dt>3三一"一'.di一h.1)确定公式内的各计算系数试选Kt=1.6试选小齿轮

8、齿数Z1=20,则大齿轮齿数Z2=100因为齿轮为硬齿面，宜选取较小齿宽系数小d=0.8由图1030选取区域系数ZH=2.433由图1026查得知=0.76,2=0.92,则£a=如+的2=1.681由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由图10-21,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，查取丁施1=丁祝=1100MPa由式1013计算应力循环次数N1=60n1jLh=60X480X1X(2X8X300X8)=1.105X1。9N2=N1/5=2.21X108由图1019查得接触疲劳寿命系数KHNh0.95;KHN20.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安

9、全系数S=1,由式(1012)得(rH1=0.95X1100MPa1045MPa(rH2=0.97X1100MPa1067MPa(rH=(tH1+H2)/2=1056MPa2)计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t>3221.6371.11036189.82.433,0.81.68计算圆周速度二d1tnv=1.48m/sXK|51056=58.748601000计算齿宽b及模数mntb=(|)dxd1t=0.8x58.748mm=46.9984.mmd1tcos:mnt=2.85Zih=2.25mnt=2.25x2.85mm=6.413mmb/h=46.9984/6.413=7.33计算纵

10、向重合度£B=0.318dZ1tan'=0.318X0.8X20Xtan14=1.269计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.48m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.04;由表10-4查kHP与直齿轮的相同，按硬齿面，非对称布置查得kHP=1.281由表1013查得KF0=1.19由表103查得KHa=KHa=1.4。故载荷系数K=KaKvKhqKhP=1X1.04X1.4X1.281=1.865按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a)得,一Kd二d1t3=61.824mmKt计算模数mnmn=d1Z01S：mm=2.9993.按

11、齿根弯曲强度设计由式(1017)mn>dZ；：kil1)确定计算参数计算载荷系数K=KAKvKFaKFp=1X1.04X1.4义1.19=1.733根据纵向重合度eB=1.269,从图1028查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数Z1=Z1/cosB=20/cos14=20.061Z2=Z2/cosB=100/cos14=103.061查取齿型系数由表105查得YFa1=2.80;YFa2=2.18查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.790计算(7F查10-20(d)图，取oFMl=700Mpa取失效概率为1%,安全系数S=1,KFN1=0.9KFN2=0.9

12、2(rF1=450Mpa(TF2=460MPa计算大、小齿轮的Y兽并加以比较YFa1YSa1k-Fi=0.009435YFa2YSa2l：F)2=0.008215小齿轮的曾数值大。.F2）设计计算、.21.733371.11030.88cos2140.009345mg32=2.76990.82021.68对比两计算结果，法面模数相差不多。取标准值，mn=3,d1=61.8244.几何尺寸计算1）计算中心距Z161.824cos143=19.996,取Zi=20Z1Z22cos:则Z2=100)mn=185.5mm,a圆整后取186mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角nZ1+Z2mnP=arcos

13、=14.593<2aJ3）计算大、小齿轮的分度圆直径di=62.000d2=310.0004）计算齿轮宽度b=tdxd1=49.6mm圆整B1=50mmB2=45mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式为宜。如图5-1所示，其他有关尺寸参看大齿轮零件图。二、高、低速级齿轮参数列表如下：(备注：高速级齿轮参照低速级齿轮设计计算)名称高速级低速级中心距a(mm)831861法面摸数(mm)23螺旋角§(°)15.45214.593旋向小齿轮左右大四轮右左1齿数202060100分度圆直径%(mm41.50062.000力

14、(mm)124.500310.000齿顶圆直径d四(mm46.50077.000九(mm)129.500325.000齿根圆直径%(mm)36.50047.000%(mm)119.500295.000齿宽*(mm4550%(mm4045齿轮等级精度77材料及热处理40Cr,齿面条之后淬火，齿面硬度5862HRC40Cr,调质后淬火，齿面硬度4050HRC第六节轴的设计计算具体二级齿轮减速器轴的方案设计一.轴的结构设计1.高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241286HBs查得对称循环弯曲许用应力I小和顺。按扭转强度计算，初步计算轴径，取乂二105pi.3.96dmin-A310

15、53：14.71mmni1440由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%取最小轴径dmin=18mm2.轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217255HBs查得对称循环弯曲许用应力k/：=60Mpa。按扭转强度计算，初步计算轴径，取a=ii0dmin之A；|E之。父3384=22mm取安装滚动轴承处轴径dmin=25mm,r4803.轴III材料为45,经调质处理，硬度为2420250HBs查得对称循环弯曲许用应力LJ=60Mpa。按扭转强度计算，初步计算轴径，取>1=105,.pwdmin_A3105nrn3.7335.563mm96由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需

16、增大轴径dmin=40mm轴I,轴II,轴III的布置方案与具体尺寸分别如图所示。5%7%取最小轴径61,图62,图63图6-2图6-3二.低速轴III的强度校核1.计算低速轴上的载荷(1)求作用在大齿轮上的力齿轮的圆周力l2T田Ft二d齿轮的径向力2371.1310102394.2Fttan:ncos:=2394.2tan20°cos14.593=900.5N齿轮的轴向力Fa=Fttan=2394.2tan14.593=(2)根据轴的设计计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如图623.3N6-4所示,从轴的结构简图和弯扭图可以看出C截面是轴危险截面。现计算截面C处的Mh,Mv,M及T:

17、载荷水平向H垂直向V支反力Fnh2=1801.4N,Fnhi=592.80NFNV1=687.5N,Fnv2=213N弯矩mMh=92772.1NmmMvi=107593.75Nmm,Mv2=_10969.5Nmm总弯矩mM1=Jmh2+Mvi2=142067.2Nmm,M2=JmH2+MV22=93418.4Nmm扭矩TT=371100Nmm2.按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C即可。根据式(15-5)及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6.轴的计算应力为，二ca=M142067.20.63711003=14.262Mpa0.157所以crca<

18、;tr_1】=60Mpa,故安全。3.精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A,H,IH,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中会削弱轴的疲劳强度，但由于州的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，所以由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面截面A,n,m,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面VI、vu处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上应力最大。截面叩的应力集中和截面VI相近，但截面即不受扭矩作用，同时轴径也较大，故也不必作强度校核。截面C上虽然应力最大胆应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)而轴径达，故

19、截面C也不必校核。截面IV、v显然更不必校核。键槽应力集中系数比过盈配合小，因而低速轴只校核截面VI左右两侧即可。(2)截面VI左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1623=23832.8mm3抗扭截面系数Wt=0.2d3=0.1623=47665.6mm3弯矩M为M156.5-22.5156.5=121642.2Nmm;截面弯曲应力为M=4=5.104MpaW23832.8扭矩为T一=371.1Nm扭转切应力为T3丁皿371.1,103Wt-47665.6=7.785Mpa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得仃B=640Mpa,仃=275Mpa,i二155Mpa截面上由于轴肩而形成的

20、理论应力集中系数a灯及外，按附表3-2查取口仃=2.04,a产1.50。又由附图3-1查取轴材料的敏性系数q。=0.83,q=0.79故有效应力集中系数为k。=1+qe。)=1.86,k=1+qt)=1.40由附图3-2的尺寸系数=0.69由附图3-3的扭转尺寸系数0.81轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为a=P7=0.92轴未经表面强化处理，即0q=1。则按式（3-12）和（3-12a）得到综合影响系数为：1.822.78取碳钢特性系数为二二0.1，.二0.05(15-8)则得计算安全系数Sca的值，取S=1.31.5。按式（15-6）2752.785.1040=19.38（由轴向

21、力Fa引起的压缩应力作仃m计入但因其值甚小，可忽略。）c-1155S二二K.Om7.785cKm1.820.05277852129QrrMQtSca二一-=14.33-S=1.5US2S2故可知其安全。(3)截面VI右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1573=18519.3mm3333抗扭截面系数Wt=0.2d=0.157=37038.6mm156.5-22.5弯矩M为M=M1=121642.2N'mm；156.5M121642.2八一截面弯曲应力为66=6.57MpaW18519.3扭矩为t!=371.1NJ-m扭转切应力为TT皿=371.1110Wt37038.610.02Mpa

22、过盈配合处的,由附表3-8查得，并取=0.80所以=3.16,8crStz(j知=2.53轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为故综合系数为k1K1:3.25注CTPCTk1K1:2.62zTPE=0.92计算截面VI右侧的安全系数则得二-1S=K；一一：一m2753.256.570=12.88Sca的值，取S=1.31.5。按式（15-6）（15-8）（由轴向力Fa引起的压缩应力作rm计入但因其值甚小，可忽略。）1552.6210.0220.0510.022=11.59Sca=8.62一S=1.5所以低速轴截面VI右侧的强度也是足够的。因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强

23、度校核至此，轴的设计及计算结束。第七节滚动轴承的选择及计算一、滚动轴承的选择1. I轴：滚动轴承302052. II轴：滚动轴承302053. III轴：滚动轴承30210二、低速轴III轴的计算校核查GB/T297-94得圆锥滚子轴承30210的基本额定动载荷C=73200N基本额定静载荷C0=92000N371.1101 .轴III受力分析齿轮的圆周力2394.2N.2T田310Ft二二d齿轮的径向力Fr=Fttan二ncos:=2394.2tan20°cos14.593°=900.5N齿轮的轴向力Fa=Fttan=2394.2tan14.59那23.加2 .计算轴上的

24、径向载荷经计算得垂直面内Fvaw=1113.56NFvbiii=-213.06N水平面内Fha田=592.8N,Fhb田=1801.4N匕IT再匕TKaIIIKeIIIFbaih降轴HI垂直面内受力轴111水平面内受力%II轴III轴承受力情况f?BnI图713 .轴承的校核轻微冲击，查表得冲击载荷系数”-计算轴承A受的径向力FrAm=Jf2haw+F2vaw=1261.52N轴承B受的径向力FrBw=jF2HB/+F2vBw=1813.96N计算派生轴向力查表（13-7）得3000型轴承附加轴向力居二甲的。查GB/T297-94得圆锥滚子轴承30210的Y=1.4,e=0.42。FraFrB

25、贝U轴承AFS=F=450.54N,轴承BFsbw=F=647.84N2Y2Y计算轴承所受轴向载荷由于亚位则，即B轴承放松，A轴承压紧由此得FaAm=1073.8N,FaBw=647.84NFaAm_、，一、，轴承Ae=0.48,Fa=0.851.e=0.4,Xaw=0.4,Yaw=1.4FrAm贝UPaw=fpXawFrAm+YawFaAm=2409.51N,Fab轴承Be=0.48,=0.357<e=0.4,Xbw=1,Ybw=0Frbw贝UPbw=fpXbwFrAm+YbwFaAm=2176.75N轴承寿命4计算因Pa>Pbe,按轴承A计算10Lh=尤=0/卫0匕丫=1518

26、9264.6h计算滚动轴承的预期60nmPaw60962409.51寿命L'h取减速器的使用寿命为轴承的预期寿命，则L'h=8M300Ml6=38400h因为Lh之L'h,所以所选轴承满足寿命要求。第八节键联接的选择及校核计算一、键联接的选择1 .高速轴I8X7X36（双头），6X6X40（单头）2 .中间轴H8X7X36（双头），8X7X45（双头）3 .低速轴田16X10X36（双头），12X8X80（单头）二、低速轴上键的校核计算健、轴、轮毂的材料都是钢，由表（6-2）查得许用挤压应力Lp】=100M20Mpa,取bp】=110Mpa。1 .校核齿轮键16X10X

27、36（双头）键的工作长度l=L-b=20mm,K=h-t=6mm。3由式（6-1）可得：仃p=-=.=108MpaWbp=ll0MpaKld62057所以键16X10X36（双头），满足要求。2 .校核联轴器键12X8X80（单头）键的工作长度l=L-b=68mm,K=h-t=3mm。3由式（6-1）可得：%=至=2371.110=90.96Mpawhp】=110MpaKld36840所以键12X8X80（单头），满足要求。第九节联轴器的选择电动机轴与减速器高速轴连接用的联轴器，由于轴转速高，为减小起动载荷、缓和冲击，故选用具有较小转动惯量和弹性的联轴器。并考虑轴的直径和连接长度，所以选用LX1联轴器YC18父42GB/T5014-2003。JB1542减速器低速轴与卷筒连接用的联轴器，由于轴转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大。又因两者常不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿。同时考虑工作环境、装拆维护方便及经济，