机械设计课程设计

湖南工学院课程设计说明书机械设计制造及其自动化专业11级机本1102班题目展开式二级圆柱齿轮减速器姓名刘磊指导老师厉春元职称职称2014年1月8日课程设计评语：课程设计答辩负责人签字年月日机械设计课程设计目录一课程设计任务书··················4二设计要求························5三设计步骤························5传动专职总体设计方案·····················5电动机的选择·····························5确定传动装置的总传动比和分配传动比·······6传动装置的运动和动力参数计算·············7设计V带和带轮···························8齿轮的设计·······························9轴的设计计算·····························18滚动轴承的选择及寿命计算·················22键联接的选择及校核计算···················23联轴器的选择····························24减速器箱体及附体························24润滑密封设计····························27四设计小结························28五参考资料···························29一课程设计任务书展开式二级圆柱齿轮减速器的设计1.设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。(1)带式运输机数据见数据表格。(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。(3)使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量及加工条件小批量生产。设计任务选择电动机型号；确定带传动的主要参数及尺寸；设计减速器；选择联轴器。具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份原始数据：运输机工作轴的转矩T=900N.m运输带工作速度V=1.2运输带滚筒直径D=360mm传动装置简图如下：二．设计要求1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。三．设计步骤传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比传动装置的运动和动力参数计算设计V带和带轮1.传动装置总体设计方案传动装置由三相交流电动机，二级减速器，工作机组成。齿轮相对于轴承不对称布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。2.电动机的选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/(πD*9550）=900*60*1000*1.2/（3.14*360*9550）=6.00kw执行机构的曲柄转速为nw=60*1000V/πD=63.69r/min效率范围：η1：带传动V带为0.95η2：圆柱齿轮为0.997级η3：滚动轴承0.98η4:联轴器为0.99ηw：滚筒为0.99估算传动系统的总功率：η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99=0.84工作机实际需要的电动机输出功率为：Pd=Pw/η=6.00/0.839=7.15kw又因为额定功率Pe≥Pd=7.15kw查附表6—1得：可取Pe=7.5kw电动机型号可选：Y132S2—2、Y160M—6、Y132M—4、Y160L—8查表2—1得，常用传动比：V带为i0=2~4圆柱齿轮为i1=2~5圆锥齿轮为i2=2~3总传动比i=i0*i1*i1=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40n=nw*i=(18~40)×63.69=1146.42~2547.6r/min取n=1500r/min所以选Y132M—4电动机nm=1440r/min型号额定功率Pe满载转速nm启动转矩最大转矩中心高HY132M—47.5kw1440r/min2.22.2132mm3.确定传动装置的总传动比和分配传动比i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；i2为低速级齿轮传动比；总传动比i=Nm/Nw=1440/63.69=22.61取V带传动比i0=3减速箱的传动比i减=i/i0=i1×i2=7.54高速级传动比：一般i1=（1.1~1.2）*i2，取i1=1.1×i2所以得：高速齿轮传动比i1=2.86，低速级齿轮传动比i2=2.64.计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；η1，,η2，η3，η4依次为电动机与轴1、轴1与轴2、轴2与轴3、轴3与轴4之间的传动效率。各轴转速：n0=nm=1440r/minn1=nm/i0=1440/3=480r/minn2=n1/i1=480/2.86=167.83r/minn3=n2/i2=167.83/2.6=64.55r/minn4=n3=64.55r/min各轴输入功率：P0=Pd=7.15kwP1=P0×η1=7.15×0.95=6.79kwP2=P1×η2×η3=6.79×0.97×0.98=6.45kwP3=P2×η2×η3=6.45×0.99×0.98=6.25kwP4=P3×η3×η4=6.25×0.98×0.99=6.07kwη1=ηv=0.95,η2=η齿=0.99，η3=η滚=0.98，η4=η联=0.99各轴输入扭矩：T0=(9550×Pd)/nm=(9550×7.15)/1440=47.42N.mT1=(9550×P1)/n1=(9550×6.79)/480=135.09N.mT2=(9550×P2)/n2=(9550×6.45)/167.83=367.02N.mT3=(9550×P3)/n3=(9550×6.25)/64.55=924.67N.mT4=(9550×P4)/n4=(9550×6.07)/64.55=898.04N.m运动和动力参数结果如下表：编号理论转速（r/min）输入功率(kw)输入转矩（N.mm）传动比效率电动机14407.1547.4230.95高速轴14806.79135.092.860.97中间轴2167.836.45367.022.60.97低速轴364.556.25924.67/0.97滚动轴464.556.07898.040.995.设计V带和带轮电动机功率P=7.15kw,转速n=1440r/min传动比i0=3确定计算功率Pca由≤机械设计≥课本表8-8查工作情况系数Ka=1.2Pca=Ka×P=1.2×7.15=8.58Kw2.选择V带的带型根据nm=1440r/min，由图8—11确定选取A型普通V带。确定带轮的基准直径Dd和验算带速V初选小带轮的基准直径Dd1由表8—4和8—9得，取小带轮的基准直径Dd1=160mm验算带速V，按式（8—13）验算带的速度V=π×n1×Dd1/（60×1000）=（3.14×160×1440）/（60×1000）=12.06m/s因为5m/s＜V＜25m/s,所以带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式（8—15），计算大带轮的基准直径Dd2Dd2=i0*98%*Dd1=3×160×98%=470.4mm根据表8—8圆整为200mm，此时带传动实际传动比i0’=Dd2/Dd1=2.49确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）0.7*（Dd2+Dd1）≤a0≤2（Dd2+Dd1）得：441.28mm≤a0≤1260.8mm取a0=500mm由式（8—22）计算带所需的基准长度:Ld0=2*a0+π/2（Dd2+Dd1）+（Dd2-Dd1）×（Dd2-Dd1）/4a0=2×500+3.14×630/2+310×310/（4×500）=1989.883mm带的基准长度Ld根据Ld0由表8—2，选Ld=2000mm,带的修正系数KL=1.03（3）按式（8—23）计算实际中心距aa=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2000-1989.88）/2=505.06mmamin=a-0.015Ld=475.06mmamax=a+0.03Ld=565.06mm所以中心距变化范围475.06~565.06mm验算小带轮上的包角α1α1=1800-（Dd2-Dd1）×57.30/a=144.780≥1200计算带的根数Z：计算单根V带的额定功率PrN1=1440r/min，Dd1=160mm查表8—4得，P0=2.73kw查表8—5得，△P0=0.17kw查表8—6得，Kα=0.91查表8—2得，Kl=1.04于是Pr=（P0+△P0）*Kα*Kl=（2.73+0.17）*0.91*1.04=2.74kw（2）计算V带的根数Z=Pca/Pr=8.58/2.74=3.13取Z=46.齿轮的设计高速齿轮传动的设计计算输入功率P1=6.79kw，小齿轮转n1=480r/min，工作寿命10年。1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料选用直齿圆柱齿轮；由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；材料的选择：小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；选择小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮的齿数Z2=2.86*24=68.64，取Z2=69选取螺旋角：初选螺旋角β=1502.按齿面接触强度设计由公式进行计算，即确定公式内的各计算数值:1）试选Kt=1.62）由图10-20得ZH=2.433）由图10-20得：4)计算小齿轮传递的转矩T1=9550×1000×P1/n1=9550×1000×6.79/480=135092.71N.mm由表10—7选取齿宽系数φd=16）由表10—5，查的材料的弹性影响系数7）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的疲劳强度极限。计算应力的循环次数（设每年工作时间按300天计算）由图10—19，查的接触疲劳寿命系数Khn1=0.95,Khn2=0.9210)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1。计算1）试计算小齿轮分度圆的直径dlt，由公式得：2)计算圆周速度计算齿宽b及模数mnth=2.25mnt=6.25mmb/h=11.054)计算纵向重合度计算载荷系数KKA=1，根据V=1.74m/s,7级精度，由图10—8，查的动载荷系数Kv=1.10;查得;KHβ=1.42;KFβ=1.35;KHa=KFa=1.2K=KA×Kv×KHa×KHβ=1×1.10×1.42×1.2=1.87按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得：计算模数mn按齿面弯曲强度设计确定计算参数计算载荷系数2）根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋线影响系数3)计算当量齿数4）查取齿形系数，由表10-5查得：查取应力校正系数，由表10-6得：由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限；6）由图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.907）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.8）计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。大齿轮的数值大设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=69.10mm来计算应有的齿数。于是由：取Z1=26，Z2=uZ1=26×2.86=74.36取Z2=74几何尺寸计算（1）计算中心距所以将中心距圆整为103mm按圆整后中心距修正螺旋角β（3）（4）计算齿轮宽度圆取整后B2=70mm,B1=75mm低速级齿轮传动的设计计算1.选择低速级齿轮的类型，精度等级，材料(1)选用直齿轮圆柱齿轮；(2）由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；材料选择：小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS;选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿轮为Z2=24×2.60=62.40取Z2=62;（5）选取螺旋角。初选螺旋角β=150按齿面强度设计即：确定公式内的各计算数值：1）试选Kt=1.62)由图10—30，选取区域系数Zh=2.4253)由图10—26，查得计算小齿轮传递的转矩T2=9550×1000×P2/n2=9550×1000×6.45/167.83=367023N.mm由表10—7选取齿宽系数：6）查表得材料的弹性影响系数7）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限8）计算应力循环次数（设每年工作时间按300天计算）9）由图10—19，查的接触疲劳寿命系数为：计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得:计算1)小齿轮分度圆直径dlt,由公式得2）计算圆周速度：3）计算齿数b及模数mnt：h=2.25mnt=8.84mmb/h=11.04计算纵向重合度计算载荷系数K根据v=1m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04；由查得：KHβ=1.429;KFβ=1.425;KHa=KFa=1.26）按实际的载荷系数校正所算得：计算模数mn按齿根弯曲强度设计：确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数：4）查表10—5取齿形系数，应力校正：5）由图10—20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa由图查的大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.887）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4计算大、小齿轮下面的值，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=101.29mm来计算应有的齿数。于是由取Z1=40取Z2=100几何尺寸计算计算中心距圆整为162mm按圆整后中心距修正螺旋角因为β值改变不多，故参数ζa1，Kβ，ZH计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮的宽度圆整后取B2=100，B1=1057.轴的设计计算高速轴：求出输出轴上的功率P=6.79kw,转速n=480r/min,转矩T=135.09N.m作用在齿轮上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=71.09mm，Ft=2T/d=3800.53NFr=Ft（tanα/cosβ）=1315.46Fa=Ft*tanβ=1268.44（3）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理。根据表15—3，取A0=110又轴上有单个键槽，轴径增加百分之五，取d=40mm，电动机轴的直径为43mm，整体具有一定的协定性。轴的结构设计1）端盖端面距离带轮端面30mm;初步选取轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，0组游隙，7208AC型。取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=25mm;又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm;齿轮的宽度为B=85mm,且为齿轮轴；轴承内壁内轴的总长为L=（84+70+24+200+17）=395mm;7)为方便轴承的安装，轴承两轴端做成阶梯。中间轴：求输出轴上的功率P=6.23kw,转速n=165.45r/min,转矩T=329.71N.m作用在齿轮上的力分度圆直径为101.11mmFt=2T/d=6514.1NFr=2458.88NFa=Fttanβ=1789.25N中速级大齿轮：因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之间的大小相等，即Ft=2T/d=3505.12NFr=1332.9NFa=Fttanβ=965.78N3)初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献【二】表15-3取A0=112，于是得又轴上有1个键槽，轴径增加百分之五，取d=50mm轴的结构设计（1）初步选取轴承轴承选用7210AC（2）又轴承为油润滑，添加挡油环；（3)总长L=262mm(4)为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮宽度为60mm;(5)齿轮轴向采用轴肩与轴环位，轴肩高度4mm，取d=58mm。低速轴1）求输出轴上的功率P=6.25kw,转速n=64.55r/min,转矩T=924.67N.m2）作用在齿轮上的力分度圆直径为246.30mmFt=2T/d=6498.42NFr=2458.88NFa=Fttanβ=1785.15N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。因为轴上有两个键槽，轴颈增加10%—15%所以dmin=（10%+1）*48.20=53.00mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴与联轴器吻合，故需要同时选取联轴器的型号：齿式联轴器。轴的结构设计为了半联轴器的轴向定位，轴段右端需要制出一轴肩，直径为d=65mm.选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，7213AC型。采用轴套进行轴向定位。取安装齿轮处的轴段d=67mm,齿轮的左轴承之间采用轴套定位，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮宽度，取宽度为95mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高5mm,取d=77mm求轴上的载荷及校核对于7213AC型角接触球轴承，a=38.9mm,简支梁的轴的支承跨距如下L2=83.1mm,L3=119.1mm由：Ft=Fnh1+Fnh2Fnh1×L2=Fnh2×L3得：Fnh1=4177.7N，Fnh2=2920.78NMnh=Fnh1*L2=347.8N.mFr=Fnv1+Fnv2Fnv1×L2=Fnv2×L1Ma=Fa×D/2=240.8得：Fnv1=1835.5N，Fnv2=653.6NMv1=127.5N.mMv2=74.24N.mM1=183.07N.mM2=131.36N.m轴的载荷分布图8.滚动轴承的设计减速器各轴所用轴承代号及尺寸名称型号外形尺寸（cm）安装尺寸（cm）内径d外径D宽度TdaminDamaxramax高速轴7208AC40801847731中间轴7210AC50902057831低速轴7213AC6512023721132输出轴承计算角接触轴承7213AC的α=250，其基本额定动载荷C=85KN,基本额定静载荷C0=74.5KN预定寿命Lh=3×300×8=7200h轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷FdFr1=3165.70N，Fr2=1158.0N内部轴向力：Fd1=0.68Fr1=2152.58NFd2=0.68Fr2=787.55NFac=1885N因为Fd1＜Fac+Fd2所以被“压紧”的轴承1Fa1=Fac+Fd2=2672.44N被“放松”的轴承2Fa2=Fd2=787.55N当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用7213AC,由于有轻微震动，取fp=1.1,ζ=3Fa1/Fr1=0.84＞e,查表得X=0.41，Y=0.87P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.18NFa2/Fr2=e,取X=1，Y=0验证轴的寿命因为P1＞P2，所以按轴承1的受力大小验算L=1000000/60×n3×（C/P1)ζ=(100000/60×49.19)×(85000/3985.19)3=32.87×105hL＞＞L’所以选用轴承可满足寿命要求。9.键连接设计高速轴带轮的键连接根据d=35mm,查手册得，选用A型，b×h=10×8,L=32mm中间轴齿轮的键连接根据d=54mm,查手册得，选用A型，b×h=16×10,L=50mm低速轴齿轮的键连接1）选择类型及尺寸根据d=67mm,查手册得，选用A型，b×h=20×12,L=70mm（1）键的工作长度l及键与轮椅键槽的接触高度kl=L-b=70-20=50mmK=0.5h=6mm2）强度校核此处，键、轴和轮椅的材料都是钢，查表6—2，有轻微的震动，取［σp］=110MPaT3=884.08N.Mσp=2T3×1000/kld=87.97MPa＜［σp］键安全合格低速联轴器的键连接选择类型及尺寸根据d=60mm,查手册得，选用A型，b×h=11×18,L=70mm键的强度校核键的工作长度l及键与轮椅键槽的接触强度kL=L-b/2=61mmK=0.5*h=mm(2)强度校核键、轴及轮椅的材料都是钢，查表6—2，有轻微震动，取［σp］=110MPaσp=2T3×1000/kld=103.04MPa＜［σp］键安全合格10.联轴器的选择类型选择选取联轴器的型号：齿式联轴器11.减速器箱体及附件箱体的主要尺寸采用HT200铸造箱体，水平剖式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。箱体的主要结构尺寸：箱座壁厚:δ=10mm箱盖壁厚:δ1=10mm箱体凸缘厚度:b=15mm，b1=15mm，b2=25mm肋厚:箱座m=8mm，箱盖m1=8mm地脚螺钉直径:df=22mm地脚螺钉数目：n=6轴承旁联接螺栓直径：d1=20箱盖，箱座联接螺栓直径：d2=10mm窥视孔盖螺钉直径：d4=10mm定位销直径：d=10mmdf,d1,d2至箱壁外距离：df=30mm,d1=30mm,d2=30mmDf,d1,d2至凸缘边缘：df=d1=d2=26mm轴承旁凸台高度半径：R1=26mm箱体外壁至轴承座端面的距离：L1=66mm大齿轮顶圆至箱体内壁的距离：Δ1=18mm齿轮端面至箱体内壁的距离：Δ2=15mm轴承端盖外径:轴1=120mm，轴2=140mm，轴3=176mm主要附件窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作作为宜；窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并考虑密封。b）通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上，完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑环境因素选用了防尘性良好的二次过滤通气器。通气器选M22油面指示器用油标尺，结构简单，在低速轴中常用，油标尺上表示最高及最低油面的刻度线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。油标尺选用M22C）放油孔和油塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应该设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池地面，以免排油不净。选M22d)起吊装置减速箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。示意图：e）定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。f）起盖螺钉起盖螺钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度，起盖螺钉直径可用凸缘联接螺钉直径相同。12.润滑密封设计齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度相对都较小，所以采用油脂润滑。另外，传动件齿轮侵入油中的深度要求适当，既要避免搅油，又要充分的润滑，油