机械设计课程设计 双级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计双级圆柱齿轮减速器设计任务书设计题目：设计一带式传输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器。（附简图）设计数据及工作条件：F=6000N;V=1.3m/s;D=400毫米；滚筒效率η=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；设计注意事项：生产规模：中小批量；工作环境：有灰尘；载荷特性：载荷平稳，连续单向运转；工作情况：两班制，连续单项运转，载荷较平稳；使用折旧期：8years工作环境：室内，灰尘较大，环境温度上限35℃；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V;检修间隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造条件及成产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计由减速器或其它机械传动装配图1张。零件图2张，及设计计算说明书一份组成。设计中所有标准均按我国标准采用。二．传动方案的分析与拟定Nw=60×1000V/πD=62.1r/min一般选用同步转速为1000r/min或者1500r/min的电动机作原动机，则可估算出传动装置的总传动比i约为70或47。根据这个传动比及工作条件可有三种方案，对这三种传动方案进行分析比较可知：选择链传动，减速器的尺寸小，链传动的尺寸较紧凑。三、电动机的选择3.1.电动机类型的选择根据工作条件及工作环境，选用卧式封闭型Y(IP44)系列三相交流异步电动机。3.2.电动机容量1)工作所需功率Pw=F·V·nw/9550=6000×1.3/9550=8.125Kw2)电动机输出功率Pd为了计算电动机所需功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率。设、、、、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、开式滚子链传动、滚筒的效率，由表查的：=0.99；=0.97；=0.99；=0.92；=0.96则传动装置的总效率为电动机所需功率为Pd=Pw/=(8.1/0.7745)Kw=10.46Kw由表选取电动机的额定功率为11Kw。3.3.电动机转速传动比i=i链×i高×i低=（2~3）×（3~5）2=18~75nd=nw×（18~75）=918~3825（r/min）选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。3.4.电动机型号根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为Y112M-4和Y132M1-6。根据电动机满载转速Nm和滚筒转速Nw可算出总传动比。现将此两种电动机数据和总传动比列于下表中：表3-1电动机的数据及总传动比方案号电动机型号额定功率/Kw同步转速/（r/min）满载转速/(r/min)总传动比轴外伸轴径/mm轴外伸长度/mm1Y112M-44.01500144058.0628602Y132M1-64.0100096038.713880由上表可知，方案中虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y132M1-6。3.5.电动机外型简图及安装尺寸BBCLEACCCABBHHDHABCEABACHD1322161788980280270315四、传动装置的运动和运动参数计算4.1总传动比的确定及各级传动比的分配4.1.1.理论总传动比i=Nm/Nw=960/21.2=38.714.1.2.各级传动比分配根据表可知，取链传动的传动比=3，则减速器的总传动比为=38.71/3=12.9双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比===4.095低速级的传动比4.2各轴的转速计算：4.3各轴的输入功率计算：各轴功率：Ⅰ轴：==8.99x0.99kw=10.36kw,Ⅱ轴：=QUOTE=10.36*0.97*0.99=9.95kw,Ⅲ轴：=QUOTE=9.95*0.97*0.99=9.55kw,卷筒轴：==9.55*0.99*0.99=9.36kw；4.4各轴的输入转矩计算：=9550*/=9550*10.36/960=103.06(KN·m)=9550*/=9550*9.95/234.43=405.38(KN·m)=9550*/=9550*9.55/74.42=1225.51(KN·m)=9550*/=9550*9.36/74.42=1201.13(KN·m)将上述计算器结果列于下表中，以供查用：=4\*ROMANIV表2-2各轴的运动及动力参数轴号转速n/(r/min)功率P/KW转矩T/(KN)传动比iⅠ96010.36103.064.0953.1501Ⅱ233.019.95405.38Ⅲ74.429.551225.51Ⅳ74.429.361201.13五、传动零件的设计计算5.1减速器外部传动零件的设计计算链传动：已知传递的功率=9.36KW，小链轮转速=74.42r/min，大链轮转速=21.2r/min，载荷平稳，链传动中心距的距离可调整且应大于（450/2）=225mm。选择链轮齿数传动比=/=74.42/21.2=3.51。根据链轮齿数取奇数原则，并由表2-11（1P38）选小链轮齿数=29。大链轮齿数，取=103<120，合适。初定中心距，确定链节数由，初定中心距，根据式2-27（1P39），则链节数为=149.47节圆整成偶数，则取=150节。计算所需的额定功率、确定链的型号和节距根据式（2-26）（1P37），已知链传动工作平稳，电动机驱动，由表2-9（1P38）选=1.0；初选单排链，由表2-10（1P38）查得多排链系数=1.0；先假设选型点位于功率曲线顶部的左侧，则齿轮系数：链长系数：因此，得单排链所需的额定功率为根据、，查图2-14（1P36），选择滚子链型号为12A，由表2-8（1P33）知，其节距P=19.05mm。选型点落在功率曲线定点的左侧，与假设相符。计算链长L和中心距a计算链长得根据式（2-28）（1P39），中心距由于中心距是可调整的，其调整量一般为则由式（2-29）（1P39）得实际安装中心距故符合设计要求。计算平均链速V和压轴力计算得平均链速得根据式（2-30）（1P39），压轴力,取，则选择润滑方式根据V=0.685m/s，链节距P=19.05mm，根据图2-15（1P37），链传动选择人工定期润滑或滴油润滑。设计结果：滚子链型号为12A-1*150GB1243.1—1983，节距P=19.05mm，单排链，链节数=150节，链轮齿数=29，=103，实际安装中心距=729.2mm。5.2减速器内部传动零件的设计计算（齿轮传动）1）高速级圆柱齿轮传动高速级主动轮输入功率=10.36KW，转速=960r/min，齿数比，单向运转，载荷中等冲击，每天工作16小时，预期寿命5年，可靠性要求一般，轴的刚性较小，动机驱动。选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力选择齿轮材料、热处理方式按使用条件，属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮硬度比大齿轮大30~50HBS。由表3-1（1P50）具体选用如下：小齿轮：45钢，调质处理，硬度为217~255HBS;大齿轮：45钢，正火处理，硬度为169~217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。B.确定许用应力eq\o\ac(○,1)极限应力和按齿面硬度查图3-6（1P51）得，=580，=550，查图3-8（1P53）得=220，=210。eq\o\ac(○,2)计算应力循环次数N，确定寿命系数、查图3-7（1P52），==1；查图3-9（1P53），==1。eq\o\ac(○,3)计算许用应力由表3-2（1P51）取=1，=1.4由式（3-1）（1P50）得由式（3-2）（1P52）得分析失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1.计算小齿轮的名义转矩=9.55**10.36/960=103060.42(N·mm)2.选择齿轮类型预估齿轮的圆周速度。根据齿轮传动的工作条件（中速、中载、等），可选用斜齿圆柱齿轮传动。3.选择齿轮传动的精度等级按预估的圆周速度，由表3-3（1P54）初步选用7级精度。初选参数初选：，，，，由表3-6（1P70）取。初步计算齿轮的主要尺寸用式（3-14）（1P67）设计计算时，需首先确定系数、、、、。因电动机驱动，载荷中等冲击，齿轮速度不高，非对称布置，轴的刚性较小。取。由图3-15（1P60）查得；查表3-5（1P58）得；取，，。eq\o\ac(○,1)由式（3-14）（1P67），可初步计算出齿轮的分度圆直径，模数、中心距a等主要参数和几何尺寸：按表3-7（1P71），取标准模数，则中心距圆整后取a=105mm。eq\o\ac(○,2)调整螺旋角：eq\o\ac(○,3)计算分度圆直径：eq\o\ac(○,4)计算圆周速度：与估计值接近。eq\o\ac(○,5)计算齿宽：大齿轮：小齿轮：验算轮齿的弯曲疲劳强度eq\o\ac(○,1)计算当量齿数：查图3-18（1P62）得，=2.61，=2.21；查图3-19（1P63）得，=1.61，=1.78；取=0.7，=0.9。eq\o\ac(○,2)计算弯曲应力：故以上设计成立。1）低速级圆柱齿轮传动低速级主动轮输入功率=10.36KW，，则转速=（960/4.12）r/min=233.01r/min，齿数比，单向运转，载荷中等冲击，每天工作16小时，预期寿命5年，可靠性要求一般，轴的刚性较小，动机驱动。(1)选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力选择齿轮材料、热处理方式按使用条件，属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮硬度比大齿轮大30~50HBS。由表3-1（1P50）具体选用如下：小齿轮：40MnB，调质处理，硬度为217~255HBS;大齿轮：20CrMnTi，正火处理，硬度为169~217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。B.确定许用应力eq\o\ac(○,1)极限应力和按齿面硬度查图3-6（1P51）得，=580，=550，查图3-8（1P53）得=220，=210。eq\o\ac(○,2)计算应力循环次数N，确定寿命系数、查图3-7（1P52），==1；查图3-9（1P53），==1。eq\o\ac(○,3)计算许用应力由表3-2（1P51）取=1，=1.4由式（3-1）（1P50）得由式（3-2）（1P52）得(2)分析失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。(3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1.计算小齿轮的名义转矩2.选择齿轮类型预估齿轮的圆周速度。根据齿轮传动的工作条件（中速、中载、等），可选用斜齿圆柱齿轮传动。3.选择齿轮传动的精度等级按预估的圆周速度，由表3-3（1P54）初步选用7级精度。初选参数初选：，，，，由表3-6（1P70）取。初步计算齿轮的主要尺寸用式（3-14）（1P67）设计计算时，需首先确定系数、、、、。因电动机驱动，载荷中等冲击，齿轮速度不高，非对称布置，轴的刚性较小。取。由图3-15（1P60）查得；查表3-5（1P58）得；取，，。eq\o\ac(○,1)由式（3-14）（1P67），可初步计算出齿轮的分度圆直径，模数、中心距a等主要参数和几何尺寸：按表3-7（1P71），取标准模数，则中心距圆整后取a=130mm。eq\o\ac(○,2)调整螺旋角：eq\o\ac(○,3)计算分度圆直径：eq\o\ac(○,4)计算圆周速度：与估计值接近。eq\o\ac(○,5)计算齿宽：大齿轮：小齿轮：验算轮齿的弯曲疲劳强度eq\o\ac(○,1)计算当量齿数：查图3-18（1P62）得，=2.65，=2.21；查图3-19（1P63）得，=1.60，=1.76；取=0.7，=0.9。eq\o\ac(○,2)计算弯曲应力：故以上设计成立。六、轴的设计计算1.高速轴的设计和计算由上述可知：输入功率P=3.068KW，转速n=960r/min,单向运转，载荷有冲击，齿轮宽度B=46mm,齿数z=20，法面模数=2mm,螺旋角，主动轮为左旋齿轮，轴端有联轴器，假设选用的联轴器为梅花形弹性联轴器LM5，则联轴器轮毂宽度为L=62mm，质量，压轴力。选择轴的材料该轴传递中等大小功率、转速不高，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料可选用应用广泛且较经济的45钢。经调质处理，由表6-1（1P140）查得其许用应力。（2）按扭转强度初步计算轴端直径由表6-3（1P147）查得C=118~107,因联轴器的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径为又由故取。（3）轴的结构设计轴的设计主要取决于轴上零件、轴承的布置、润滑和密封。同时要满足轴上零件定位正确、固定可靠、装拆方便、加工容易等。一般将轴设计成阶梯轴，如上图所示，对于圆柱齿轮，当时,齿轮与轴做成一体，即成齿轮轴。轴的结构设计，通过以下步骤来完成。轴的径向尺寸的确定以初步确定的轴径为最小轴径，根据轴上零件的受力、安装、固定及加工要求，确定轴的各段径向尺寸。轴上零件用轴肩定位的相邻轴径的直径一般相差5~10mm。当滚动轴承用轴肩定位时，其轴肩直径由滚动轴承标准中查取。为了轴上零件装拆方便或加工需要，相邻轴段直径之差应取1~3mm。轴上装滚动轴承、传动件和密封件等处的轴段直径应取相应的标准值。需要磨削加工或车制螺纹的轴段，应设计相应的砂轮越程槽或螺纹退刀槽。轴的轴向尺寸的确定轴上安装零件的各段长度，根据相应零件轮毂宽度和其他结构需要来确定。不安装零件的各轴段长度可根据轴上零件相对位置来确定。当用套筒或挡油盘等零件来固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂端面之间应留有2~3mm的间隙，以防止加工误差使零件在轴向固定不可靠。当轴的外伸段上安装联轴器、带轮、链轮时，为了使其在轴向固定牢靠，也需同样处理。轴段在轴承座孔内的结构和长度与轴承润滑方式有关。轴承用油润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为3~5mm；轴承用脂润滑，为了安装挡油盘，轴承端面距箱体内壁的距离为10~15mm。轴上的平键的长度应短于该轴段5~10mm,键长要圆整为标准值。键端距零件装入侧轴端一般为2~5mm；以便安装轴上零件时使其键槽容易对准键。轴的外伸长度与轴上零件和轴承盖的结构有关。轴的结构设计如上所示。（4）受力分析eq\o\ac(○,1)计算齿轮受力齿轮的分度圆直径：轴传递的转矩：齿轮的圆周力：齿轮的径向力：齿轮的轴向力：eq\o\ac(○,2)画受力简图eq\o\ac(○,3)计算支反力铅垂面内支反力：水平面内支反力：(5)按弯、扭合成强度校核eq\o\ac(○,1)计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图铅垂面弯矩：剖面a-a处铅垂面弯矩有突变，故左截面右截面水平面弯矩合成弯矩按计算a-a左截面：=a-a右截面：支点A处：eq\o\ac(○,2)计算当量弯矩轴单向运转，载荷有冲击，故其转矩可看成脉动循环变化，取，则a-a左截面：a-a右截面：支点A处：eq\o\ac(○,3)校核弯、扭合成强度轴是否满足强度要求只需对危险截面进行校核即可。而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处，即当量应力较大的截面属危险截面。根据轴的结构尺寸和当量弯矩可知，齿轮处当量弯矩最大，且剖面尺寸较小，属于危险截面，A处也是。查表6-2（1P147），。按式（6-5）（1P148）校核：查表6-2（1P146），。按式（6-5）（1P148）校核：查表6-2（1P146），。按式（6-5）（1P148）校核：显然，轴满足强度要求。2.中间轴的设计和计算由上述可知：输入功率P=2.946KW，转速n=233.01r/min,单向运转，载荷有冲击，齿轮宽度=41mm,齿数=82，法面模数=2mm,螺旋角，主动轮为左旋齿轮；=69mm，齿数=25，法面模数=2.5mm,螺旋角，主动轮为右旋齿轮。（1）选择轴的材料该轴传递中等大小功率、转速不高，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料可选用应用40MnB钢。经调质处理，由表6-1（1P140）查得其许用应力。（2）按扭转强度初步计算轴端直径由表6-3（1P147）查得C=118~107,因联轴器的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=112，则轴端直径为故取。（3）轴的结构设计轴的结构设计结果如上所示，轴的结构设计原理见高速轴的轴的结构设计。（4）受力分析eq\o\ac(○,1)计算齿轮受力大齿轮：大齿轮的分度圆直径：轴传递的转矩：大齿轮的圆周力：大齿轮的径向力：大齿轮的轴向力：小齿轮：小齿轮的分度圆直径：轴传递的转矩：小齿轮的圆周力：小齿轮的径向力：小齿轮的轴向力：eq\o\ac(○,2)画受力简图eq\o\ac(○,3)计算支反力铅垂面内支反力：水平面内支反力：负号表示方向与图示相反。(5)按弯、扭合成强度校核eq\o\ac(○,1)计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A.铅垂面弯矩：剖面a-a处铅垂面弯矩有突变，故左截面右截面剖面b-b处铅垂面弯矩有突变，故左截面右截面B.水平面弯矩剖面a-a处水平面弯矩有突变，故左截面右截面剖面b-b处水平面弯矩有突变，故左截面右截面C.合成弯矩按计算a-a左截面：=a-a右截面：b-b左截面：=b-b右截面：eq\o\ac(○,2)计算当量弯矩轴单向运转，载荷有冲击，故其转矩可看成脉动循环变化，取，则a-a左截面：a-a右截面：b-b左截面：b-b右截面：eq\o\ac(○,3)校核弯、扭合成强度轴是否满足强度要求只需对危险截面进行校核即可。而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处，即当量应力较大的截面属危险截面。根据轴的结构尺寸和当量弯矩可知，齿轮处当量弯矩最大，且剖面尺寸较小，属于危险截面。查表6-2（1P147），。按式（6-5）（1P148）校核：因为>查表6-2（1P146），。按式（6-5）（1P148）校核：因为>显然，轴满足强度要求。3.低速轴的设计和计算由上述可知：输入功率P=2.829KW，转速n=74.42r/min,单向运转，载荷有冲击，齿轮宽度B=64mm,齿数z=78，法面模数=2.5mm,螺旋角，主动轮为右旋齿轮，轴端有联轴器，假设选用的联轴器为弹性柱销联轴器HL3，则联轴器轮毂宽度为L=82mm，质量，压轴力。选择轴的材料该轴传递中等大小功率、转速不高，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料可选用20CrMnTi。经渗碳淬火回火处理，由表6-1（1P140）查得其许用应力。（2）按扭转强度初步计算轴端直径由表6-3（1P147）查得C=118~107,因联轴器的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径为故取。轴的结构设计轴的结构设计见零件图，轴的结构设计原理见高速轴的轴的结构设计。（4）受力分析eq\o\ac(○,1)计算齿轮受力齿轮的分度圆直径：轴传递的转矩：齿轮的圆周力：齿轮的径向力：齿轮的轴向力：eq\o\ac(○,2)画受力简图eq\o\ac(○,3)计算支反力铅垂面内支反力：水平面内支反力：(5)按弯、扭合成强度校核eq\o\ac(○,1)计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A.铅垂面弯矩：剖面a-a处铅垂面弯矩有突变，故左截面右截面B.水平面弯矩C.合成弯矩按计算a-a左截面：=a-a右截面：支点A处：eq\o\ac(○,2)计算当量弯矩轴单向运转，载荷有冲击，故其转矩可看成脉动循环变化，取，则a-a左截面：a-a右截面：=265734.58（N·mm）支点B处：eq\o\ac(○,3)校核弯、扭合成强度轴是否满足强度要求只需对危险截面进行校核即可。而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处，即当量应力较大的截面属危险截面。根据轴的结构尺寸和当量弯矩可知，齿轮处当量弯矩最大，且剖面尺寸较小，属于危险截面，B处也是。查表6-2（1P147），。按式（6-5）（1P148）校核：查表6-2（1P146），。按式（6-5）（1P148）校核：查表6-2（1P146），。按式（6-5）（1P148）校核：显然，轴满足强度要求。七、键的连接的选择及计算1、高速轴上的联轴器处的键已知d=25mm，则选A类键，即b=8mm,h=7mm,t=4.0mm;查表5-1（1P106）得。所以,则显然，键能满足强度要求。2、中间轴上的大齿轮处的键已知d=33mm，则选A类键，即b=10mm,h=8mm,t=5.0m，L=32mm，查表5-1（1P106）得。显然，键能满足强度要求。3、低速轴上的联轴器处和大齿轮处的键（1）联轴器处的键：已知d=30mm，则选A类键，即b=8mm,h=7mm,t=4.0mm;查表5-1（1P106）得。所以,则显然，键能满足强度要求。（2）齿轮处的键：已知d=43mm，则选A类键，即b=12mm,h=8mm,t=5.0mm;查表5-1（1P106）得。显然，键能满足强度要求。八、滚动轴承的选择及计算1.高速轴滚动轴承的选择及计算（1）滚动轴承的选择滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小、性质、方向，轴的转速及其工作要求进行选择。由于圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格较低，且能承受径向力和较大的轴向力及能调整传动件的轴向位置，所以选用圆锥滚子轴承。由于d=30mm,故选用圆锥滚子轴承的型号为30206。（2）滚动轴承的计算及校核选用反装，则圆锥滚子轴承的受力分析图如下所示：eq\o\ac(○,1)滚动轴承相关参数查表12-3（2P113）得,，,;查表7-8（1P171）得，（载荷平稳）；查表7-6（1P169）得，（工作温度不高）；eq\o\ac(○,2)计算派生轴向力S查表7-9（1P171）知派生轴向力，其中Y是时的轴向载荷系数，及,，则轴承1、2的派生轴向力分别为eq\o\ac(○,3)计算轴向载荷所以轴有向左移动的趋势，则轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。则可知：放松端：压紧端：eq\o\ac(○,4)计算当量动载荷P则 查表7-7（1P170）得；则查表7-7（1P170）得；由此得：轴承1:轴承2:eq\o\ac(○,5)计算轴承寿命因为，故按轴承2计算。对于滚子轴承，。根据式（7-3）（1P168）得年>5年故假设符合要求。2.中间轴滚动轴承的选择及计算（1）滚动轴承的选择滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小、性质、方向，轴的转速及其工作要求进行选择。由于圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格较低，且能承受径向力和较大的轴向力及能调整传动件的轴向位置，所以选用圆锥滚子轴承。由于d=30mm,故选用圆锥滚子轴承的型号为30206。（2）滚动轴承的计算及校核选用反装，则圆锥滚子轴承的受力分析图如下所示：eq\o\ac(○,1)滚动轴承相关参数查表12-3（2P113）得,，,;查表7-8（1P171）得，（载荷平稳）；查表7-6（1P169）得，（工作温度不高）；eq\o\ac(○,2)计算派生轴向力S查表7-9（1P171）知派生轴向力，其中Y是时的轴向载荷系数，及,，则轴承1、2的派生轴向力分别为eq\o\ac(○,3)计算轴向载荷所以轴有向左移动的趋势，则轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。则可知：放松端：压紧端：eq\o\ac(○,4)计算当量动载荷P则 查表7-7（1P170）得；则查