机械设计课程设计-二级斜齿齿轮减速器

机械设计课程设计说明书题目：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器目录题目及总体分析…………………3电动机选择………3分配传动比………4传动系统的运动和动力参数计算………………5设计高速级齿轮…………………6设计低速级齿轮…………………10链传动的设计……………………12减速器轴及轴承装置、键的设计………………13１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………13２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………19３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………23润滑和密封………28箱体结构尺寸……………………28设计总结…………29参考文献…………30一、题目及整体分析题目：设计一个二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F=3200N，运输带速度v=1.0m/s，运输机滚筒直径为D=350mm.带式输送机用于锅炉房运煤。工作寿命为12年，三班制工作;每班工作8小时，常温下连续、单向运转，载荷平稳。输送带滚轮效率为0.97。特点及使用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二、电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝3600N×1.0m/s=3600W弹性联轴器传动效率η1＝0.99滚动轴承传动效率为η2＝0.99圆柱齿轮传动(8级精度)效率为η3＝0.97输送机滚筒效率为η4＝0.97总效率为η=η12η24η32η4=0.859电动机输出有效功率为Pd=Pw/η=3.725KW电动机输出功率为Pd=3.725KW型号查得型号Y132M1-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=4kW满载转速960r/min同步转速1000r/min选用型号Y132M1-6封闭式三相异步电动机三、分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下,nw=60v/πD=54.6r/min,nm=960r/min.ep\f(60v,πD)总传动比=17.58分配传动比i=i1×i2i1=1.4i2得到i1=4.96i2=3.54i1=4.96i2=3.54四、传动系统的运动和动力参数计算转速n1=nm=960r/minn2=n1/i1=193.5r/minn3=n2/i2=54.56r/minn卷=n3=54.56r/min输出功率P1=Pdη1=3.69KWP=P1η2η3=3.54KWP=P2η2η3=3.40KWP=P3η2η1=3.33KW输出扭矩电动机输出扭矩为：Td=9.55×106Pd/nd=37056.0N.mmT1=Tdη1=36685.43N.mmT2=T1η2η3i1=174735.93N.mmT3=T2η2η3i2=594008.15N.mmT卷=T3η2η1=512187.39N.mm目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、、、；对应各轴的输入功率分别为、、、；对应名轴的输入转矩分别为、、、。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=960n1=960n2=193.43n3=54.56n4=54.56功率P(kw)P=3.725P1=3.69P2=3.54P3=3.40P4=3.33转矩T(N·mm)37056.0T1=36685.43T2=174735.93T3=594008.15T4=582187.39两轴联接联轴器齿轮齿轮传动比ii0=1i1=4.96i2=3.54五、设计高速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝30，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝148.8,取Z2=149。5）选取螺旋角。初选螺旋角2．按齿面接触强度设计按式（7－15）试算，即１）确定公式内的各计算数值（１）试选Kt=1.5（２）由图7－12，选取区域系数ZH=2.43（３）由图7－15查得εα1=0.743εα2=0.898εα=εα1+εα2=1.641（４）计算小齿轮传递的转矩T=36685.43（５）由表7－5选取齿宽系数（６）由表7－6查得材料的弹性影响系数（７）由图7－16按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=780MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=660MPa（８）由式7－17计算应力循环次数N=60njLhN1=6.055×109N2=1.22×109（９）由图7－19查得接触疲劳强度寿命系数ZN1=0.88ZN2=0.94(允许局部点蚀）（１０）计算接触疲劳强度许用应力安全系数为SH=1，由式7－18得[σH]1=σHlim1ZN1/SH=686.4MPa[σH]2=σHlim2ZN2/SH=620.4MPa２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得=35.45mm（２）计算圆周速度从而查图7—7的动载荷系数Kv=1.14（3）计算载荷系数K查表7—2得使用系数KA=1假定，由表7—3的齿间载荷分配系数Kα=1.4由表查得齿向载荷分布系数Kβ=1.09故载荷系数K=KAKvKαKβ=1.74（4）按K值对d1t进行修正，得（5）计算模数取mn=2mm（6）确定螺旋角取Z1=26Z2=129a=160mm因为β改变不多，所以无需修正。所以分度圆直径为b=Φdd1=53.7mm取b1=60mmb2=55mm3．按齿根弯曲强度设计确定计算参数 查表7—4得YF1=2.60YS1=1.595YF2=2.1568YS2=1.8132纵向重合度查图7—14得螺旋角系数Yβ=0.87由图7—17查得YN1=0.87YN2=0.92取SF=1.25检验齿根弯曲疲劳强度弯曲强度足够。验算，合适。六、设计低速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.54×24=84.96。取Ｚ2＝852．按齿面接触强度设计按式（7－15）试算，即１）确定公式内的各计算数值（１）试选Kt=1.4（２）由图7－12，选取区域系数ZH=2.5（3）由表7－5选取齿宽系数（4）由表7－6查得材料的弹性影响系数（5）由图7－16按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=780MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=660MPa（6）由式7－17计算应力循环次数N=60njLhN1=1.22×109N2=3.51×108（7）由图7－19查得接触疲劳强度寿命系数ZN1=0.96ZN2=1.06(允许局部点蚀）（8）计算接触疲劳强度许用应力安全系数为SH=1，由式7－18得[σH]1=σHlim1ZN1/SH=748.8MPa[σH]2=σHlim2ZN2/SH=699.6MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径=66.09mm计算圆周速度v，从而查图7—7的动载荷系数Kv=1.08（2）计算载荷系数K查表7—2得使用系数KA=1假定，由表7—3的齿间载荷分配系数Kα=1.2由表查得齿向载荷分布系数Kβ=1.09故载荷系数K=KAKvKαKβ=1.41264（3）按K值对d1t进行修正，得（4）计算模数mm=d1/z1=2.76mm取m=3mma=m(z1+z2)/2=163.5mm,取a=165mmz1=24z2=86i2=86/24=3.583ε=(3.583-3.54)/3.54=1.2%<5%,在允许范围内。所以d1=mz1=72mm,d2=mz2=258mmb=Φdd1=72mm,取b1=80mm,b2=75mm.3．按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值确定计算参数 查表7—4得YF1=2.65YS1=1.58YF2=2.208YS2=1.776由图7—17查得YN1=0.87YN2=0.91取SF=1.252)检验齿根弯曲疲劳强度弯曲强度足够。3)验算，合适。七、联轴器的选择1.电动机—高速轴联轴器电动机的尺寸：D=38k6F=10G=33E=80由转矩法初估高速轴最小直径取C=112，则dmin=17.54mm该段轴上有一键槽将计算值加大3%，dmin应为18.24mm。根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器。计算转矩为取K=1.3则TC=KT=47.69N.m根据以上查工作手册最后选取LX3型联轴器。其轴孔直径d=32mm，L=82mm，D=38mm,L=82mm，可满足电动机的轴径要求。低速轴—卷动联轴器由转矩法初估高速轴最小直径取C=112，则dmin=43.4mm该段轴上有一键槽将计算值加大3%，dmin应为4.73mm。根据传动装置的工作条件拟选用凸缘联轴器。计算转矩为取K=1.5则TC=KT=891.01N.m根据以上查工作手册最后选取GYS6型联轴器。其轴孔直径d=40—50mm，L=84mm，可满足轴径要求。八、减速器轴及轴承装置、键的设计1．１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计１．输入轴上的功率P1=3.69kW,转速960r/min;转矩T1=36685.43Nmm２．求作用在齿轮上的力Ft=QUOTE=1336.3NFr=FtQUOTE=502.1NFa=FtQUOTE=342.1N３．初定轴的最小直径选轴的材料为４５钢，调质处理。取C=112（以下轴均取此值），于是初步估算轴的最小直径dmin=17.54mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径和联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tc=KT,考虑到转矩的变化很小,故取K=1.3,则，TC=KT=47.69N.m查《机械设计手册》，选用LX3型联轴器，其轴孔直径d=32mm，L=82mm，D=38mm,L=82mm。４．轴的结构设计１）拟定轴上零件的装配方案（见下图）２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（１）为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取２段的直径d2=40mm,l2=68mm。半联轴器和轴配合的毂孔长度=82mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取l1=80mm。（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并根据d2=40mm，初选型号7208C轴承，其尺寸为dQUOTE，基本额定动载荷Cr=36.8KN.da=47mm,Da=73mm,故d3=d=40轴段7的长度和轴承宽度相同,故取l6=15mm(3)取齿轮左端面和箱体内壁间留有足够间距，取l5=21.5mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段5的直径应根据7208C的角接触球轴承的定位轴肩直径确定d5=45mm。（4）因为该轴为齿轮轴，所以第四段轴l4=60mm（5）由中间轴长度可知l3=102.5mm输入轴的结构布置2.输入轴的设计计算及校核计算齿轮上的作用力由作用力和反作用力的关系可得，齿轮1所受的力和齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：平移轴向力所产生的弯矩为：（3）计算轴承支反力水平方面，轴承1轴承2竖直方向，轴承1轴承2轴承1的总支撑反力轴承2的总支撑反力（4）计算危险截面弯矩截面左侧竖直方向水平方向其合成弯矩同理截面右侧竖直方向水平方向其合成弯矩危险截面在a-a剖面左侧（5）计算截面应力当量转矩为小齿轮中间截面处 故危险截面是安全的。（6）．作受力、弯距和扭距图（7）校核键连接的强度由联轴器选择键l=L-b=60mm,k=h/2=4由于键，轴的材料都为45号钢，查的显然，键连接的强度足够。（8）计算轴承寿命由表11-2查得角接触球轴承7208C的轴承基本额定动负荷，基本额定静负荷轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：因为F1’+Fa>F2’故轴承1的轴向力轴承2的轴向力所以X1=1Y1=0，X2=0.44Y2=1.47所以P1=984.9，P2=1278.1根据轴承的工作条件，由表10-8,10-9得温度系数、载荷系数分别为，寿命系数所以轴承2的寿命已知工作年限为12年，大修期为三年，每天三班制工作，故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求2．２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.第一级大斜齿轮受力分析（，β=14.36度）圆周力Ft1=QUOTE=QUOTE=1221.4N径向力Fr1=Ft1QUOTE=457.5N轴向力Fa1=Ft1QUOTE=296.6N。2.第二级小斜齿轮受力分析（）圆周力Ft2=QUOTE=4853.8N;径向力Fr2=Ft2QUOTE=1766.6N;３．初定轴的最小直径选轴的材料为４５钢，调质处理。取C=112由式初步估算轴的最小直径dmin=29.51mm这是安装轴承处轴的最小直径4．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选型号7208AC的深沟球轴承参数如下d×D×B=40×80×18da=47mm基本额定动载荷Cr=35.2KN.基本额定静载荷Cor=24.4KN故d1=d5=40mm。齿轮和箱体内壁距离至少是15mm，所以取l1=39mm，l5=44mm(2)轴段2上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,可取d2=48mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽d2=80mm，取l2=78mm。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径,轴肩高度,取d3=56mm,取l3=6mm。(3)轴段4上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,可取d4=d3=48mm。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽b=55mm，取l4=53mm。中间轴的结构布置5.计算和校核（1）轴向外部轴向力合力垂直方向轴承1FNV1=3617.5N;轴承2FNV2=QUOTE=2572.6N;水平方面，轴承1FNH1=QUOTE=795.2N轴承2FH2=469.3N轴承1的总支撑反力F1=QUOTE=3703.9N;轴承2的总支撑反力F2=QUOTE=2615.1N。(2)计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向MV1=FV170=253225N.mm;水平方向MH1=FH170=55664N.mm;b-b剖面右侧，竖直方向MV2=FV262.5=160787.5Nmm;水平方向MH2=FH262.5=29331.25Nmm;a-a剖面右侧合成弯矩为M1=QUOTE=259270.9Nmm;b-b剖面左侧合成弯矩为M2=QUOTE=163440.9Nmm;故a-a剖面左侧为危险截面6．作受力、弯距和扭距图校核当量转矩QUOTEQUOTE=QUOTE=24.8QUOTE60Mpa,符合要求。7．选用校核键高速级大齿轮的键选用圆头平键bQUOTEL=50mmk=4.5l=L-b=50-14=36mm;QUOTE=QUOTE=47.94<120Mpa[QUOTE]=120~150Mpa键校核安全。8．校核轴承和计算寿命１）校核轴承A和计算寿命径向载荷Fr=QUOTE所以Fr1=3703.9NFr2=2615.1N;轴向载荷FA=342.1N;F`=0.68Fr所以F1`=2518.65NF2`=1778.23N;因为F2`+Fa<F1`所以Fa1=F1`Fa2=F1`-FA=2176.55N;P=XFr+YFaQUOTE=0.68=eQUOTE=0.83>e;所以X1=1Y1=0X2=0.41Y2=0.87P1=3703.9P2=2965.8该轴承寿命该轴承寿命Lh=QUOTE=55544.3h>26280h符合要求。３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1.由作用力和反作用力的得圆周力Ft2=4853.8N;径向力Fr2=1766.6N;2．初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径dmin=44.4mm。该段轴上有一键槽将计算值加大3%，dmin应为45.73mm3．轴的结构计１）拟定轴的结构和尺寸（见下图）２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。d6=45mm，l6=80mm。（1）轴段1和轴段5用来安装轴承，根据d1=50mm，初选型号6210的深沟球轴承，参数基本：d×D×B=50×90×20da=57mm基本额定动载荷Cr=35.0KN基本额定静载荷Cor=23.2KN。轴段1和5的直径应根据深沟球轴承的确定,即d1=d5=50mm,取d1=d5=50mm,根据深沟球轴承的确定d2=d4=57mm(2)轴段2上安装低速级大齿轮,齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽b=75mm，取l2=72mm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径,轴肩高度,取d3=62mm,l3=6mm.(3)取齿轮左端面和箱体内壁间留有足够间距，取l1=42.5mm,l由中间轴总长度可得l4=89.5mm.输出轴的结构布置4.轴的受力分析、弯距的计算（1）垂直方向，轴承1FNV1=1160.9N轴承2FNV2=605.7N水平方面，轴承1FNH1=3189.64N轴承2FH2=1664.16N轴承1的总支撑反力F1=QUOTE=1309.4N;轴承2的总支撑反力F2=QUOTE=3394.3N。(2)计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向MV1=FV172=83584.8N.mm;水平方向MH1=FH172=229636.8N.mm;b-b剖面右侧，竖直方向MV2=FV1138=83586.6N.mm;水平方向MH2=FH2138=229654.08Nmm;a-a剖面右侧合成弯矩为M1=QUOTE=244392.5Nmm;故a-a剖面为危险截面5．作受力、弯距和扭距图6强度校核所以安全。选用校核键1）齿轮处轴径为55mm，选择圆头平键，b×h=16×10,L=60mm,l=L-b=44,k=h/2=5由于键，轴的材料都为45号钢，查的显然，键连接的强度足够。2）联轴器处键的选择：轴径为45mm，选择圆头平键，b×h=14×9,L=70mm,l=L-b=56,k=h/2=4.5由于键，轴的材料都为45号钢，查的显然，键连接的强度足够。8．校核轴承和计算寿命由表11-1查得深沟球轴承6210的轴承基本额定动负荷，基本额定静负荷轴承1的支撑力为：F1=QUOTE=1309.4N;轴承2的支撑力为：F2=QUOTE=3394.3N。轴承不受轴向力，所以由得，P1=F1=1309.4P2=F2=3394.3根据轴承的工作条件，由表10-8,10-9得温度系数、载荷系数分别为，寿命系数所以轴承2的寿命已知工作年限为12年，大修期为三年，每天三班制工作，故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求九、润滑和密封1．润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。轴承采用脂润滑，并设置挡油环。2．密封方式的选择由于I，II，III轴和轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。十、箱体结构尺寸机座壁厚δδ=0.025a+310mm机盖壁厚δ1δ1=（0.8-0.85）δ8mm机座凸缘壁厚b=1.5δ15mm机盖凸缘壁厚b1=1.5δ112mm机座底凸缘壁厚b2=2.5δ25mm地脚螺钉直径df=0.036a+1216mm地脚螺钉数目a<350,n=66轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df12mm机盖和机座联接螺栓直径d2d2=(0.5～0.6)df8mm联接螺栓d2间距L=150～200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.4～0.5)df8mm窥视孔螺钉直径d4=(0.3～0.4)df6mm定位销直径d=(0.7～0.8)d26mm轴承旁凸台半径R10mm轴承盖螺钉分布圆直径D1=D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=100mmD12=100mmD13=110mm轴承座凸起部分端面直径D2=D1+2.5d3D21=120mmD22=120mmD23=130mm大齿顶圆和箱体内壁距离Δ1Δ1>1.2δ12mm齿轮端面和箱体内壁距离Δ2Δ2>δ10mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布六个M6X16的全螺纹螺栓。由于要防止污染物进去机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的