机械设计课程设计计算说明书-展开式二级圆柱齿轮减速器

PAGEPAGE2机械设计课程设计计算说明书设计题目展开式二级圆柱齿轮减速器目录一、设计任务书(3)二、动力机的选择(4)三、计算传动装置的运动和动力参数(4)四、传动件设计计算（齿轮）(6)五、箱体设计(12)六、轴与轴承(12)七、输出轴的校核(16)八、轴承工作寿命校核(18)九、键的选择和计算(19)十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择(19)十一、总体方案设计图(21)十二、课程设计总结(21)十三、参考文献(22)一．《机械设计》课程设计任务书1.设计题目设计一带式运输机的二级齿轮减速器。其传动简图如下：电动机联轴器减速器链传动驱动鼓轮运输带2.已知数据运输带的牵引力 F= 5000 (N)运输带工作速度 V= 0.8 ()运输机驱动鼓轮直径 D= 280 (mm)运输机驱动鼓轮效率 （包括鼓轮与轴承的功率损失）工作年限6年，每日工作2班运输带速度允许误差为％3.工作条件：连续单向运转，载荷平稳，灰尘较多，小批量生产。4.设计工作量减速器装配图一张零件工作图1~3张设计计算说明书一份计算及说明结果二、电动机选择工作机所需功率KW效率选择：根据手册表1-7选择效率如下：分别为弹性联轴器、二级圆柱齿轮减速器、滚子链传动的效率：。总效率总功率KW根据手册表12-1选用电动机为Y132S-4电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定功率额定转矩同步转速1500r/min，4级Y132S-45.514402.22.368计算传动装置的运动和动力参数1.传动比计算r/min满载转速总传动比由手册表13-2选择链传动传动比为设高速轴、中间轴、低速轴分别为I、II、III。设I和II的传动比为，II和III的传动比为。由推荐，取=1.4，且得=3.85，=2.752.转速轴I：n1==1440/1=1440r/min轴II：n2==1440/3.85=374r/min轴III：n3==374/2.75=136r/min验证：原始带速=54.6r/min,分配传动比后为r/min误差=，符合要求。3.扭矩电动机输出轴I：由手册表1-7选取一级和二级传动效率均为0.97（8级精度），即=0.97，=0.97。.=0.97*0.97=0.9409<,符合。轴II：轴III：传动零件设计计算（一）.高速级1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数由题目所给的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。齿轮精度已经选为8级精度。材料：由教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为270HBS；大齿轮材料选择45钢（调质处理），硬度为230HBS。齿面均为软齿面。减速传动中，，选择小齿轮齿数为，大齿轮齿数。2.按齿面接触强度设计（软齿面）有设计计算公式试算：dt≥2.32*3.确定公式内的各计算数值1）试选Kt＝1.2由教材表10－7选取尺宽系数φd＝1由教材表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa由教材图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝620MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝560MPa；由教材式10－13计算应力循环次数（一年按300天计算）N1＝60n1jLh＝60*1440*1*（2*8*300*6）=2.488*10e9N2＝N1/3.85＝6.463*10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时由教材图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝558MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝532MPa计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==42.28mm计算圆周速度v===3.19m/s计算齿宽b及模数mb=φdd1t=1×42.28mm=42.28mmmt===2.114mmh=2.25mt=2.25×2.114mm=4.7565mmb/h=42.28/4.7565=8.89计算载荷系数K由教材表10—2，已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v=3.19m/s,8级精度，由教材图10—8查得动载系数KV=1.22；由教材表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB=1.451；直齿轮，；由b/h=8.89，KHB=1.451，查教材图10-13得=1.40，故载荷系数K：=1*1.22*1*1.451=1.77按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由教材式（10—10a）得d1==mm=48.128mm计算模数mm=mm=2.41mm模数标准化：m=2.5mm，则小齿轮齿数，取z1=20；z2=77d1=m*z1=2.5*20=50mmd2=m*z2=2.5*77=192.5mm大齿齿宽b2=φd*d1=50mm小齿齿宽b1=b2+5=55mm3.校核弯曲强度校核公式确定公式内的参数值由教材图10-20c查得小齿轮弯曲强度极限，大齿轮弯曲强度极限；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.91；计算许用弯曲应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则=KFN1*FE1/S=0.88*500/1.4=314.3Mpa=KFN2*FE2/S=0.91*380/1.4=247Mpa查教材表10-5，得小齿（z1=20）：YFa1=2.80,Ysa1=1.55；大齿轮（z2=77）：YFa2=2.23,Ysa2=1.76;载荷系数=1*1.22*1*1.40=1.708==74.6Mpa<==67.46Mpa<故，弯曲强度均符合要求4.综上，对于高速级，各主要尺寸：m=2.5mm，z1=20，z2=77，d1=50mm，d2=192.5mm，b1=55mm，b2=50mm；中心距a1=（d1+d2）/2=(50+192.5)/2=121.25mm(二).低速级1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数由题目所给的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。齿轮精度已经选为8级精度。材料：由教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为270HBS；大齿轮材料选择45钢（调质处理），硬度为230HBS。齿面均为软齿面。减速传动中，，选择小齿轮齿数为，大齿轮齿数，取z4=802.按齿面接触强度设计（软齿面）有设计计算公式试算：dt≥2.32*3.确定公式内的各计算数值1）（1）试选Kt＝1.2（2）由教材表10－7选取尺宽系数φd＝1（3）由教材表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4）由教材图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim3＝620MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim4＝560MPa；（5）由教材式10－13计算应力循环次数（一年按300天计算）N3＝60n2jLh＝60*374*1*（2*8*300*6）=6.46*10e8N4＝N1/2.75＝2.35*10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由教材图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN3＝0.92；KHN4＝0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]3＝0.92*620MPa＝570.4MPa[σH]4＝0.95*560MPa＝532MPa计算试算小齿轮分度圆直径d2td3t≥==67.26mm计算圆周速度v===1.316m/s计算齿宽b及模数mb=φd*d3t=1*67.26=67.26mmmt===2.32mmh=2.25mt=2.25*2.32mm=5.22mmb/h=67.26/5.22=12.89计算载荷系数K由教材表10—2，已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v=1.316m/s,8级精度，由教材图10—8查得动载系数KV=1.15；由教材表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB=1.457；直齿轮，；由b/h=12.89，KHB=1.457，查教材图10-13得=1.45，故载荷系数K：=1*1.15*1*1.457=1.676按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由教材式（10—10a）得d3==mm=75.18mm计算模数mm=mm=2.59mm模数标准化：m=2.5mm，则小齿轮齿数，取z3=30；大齿轮齿数z4=u2*z3=2.75*30=82.5,取z4=83d3=m*z3=2.5*30=75mmd4=m*z4=2.5*83=207.5mm大齿齿宽b4=φd*d3=75mm小齿齿宽b3=b2+5=80mm3.校核弯曲强度校核公式确定公式内的参数值由教材图10-20c查得小齿轮弯曲强度极限，大齿轮弯曲强度极限；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.88，KFN4=0.90；计算许用弯曲应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则=KFN3*FE3/S=0.88*500/1.4=314.3Mpa=KFN4*FE4/S=0.9*380/1.4=244.3Mpa查教材表10-5，得小齿（z3=30）：YFa3=2.52,Ysa3=1.625；大齿轮（z4=83）：YFa4=2.21,Ysa4=1.77;载荷系数=1*1.15*1*1.45=1.668==114.1Mpa<==108.9Mpa<故，弯曲强度均符合要求4.综上，对于低速级，各主要尺寸：m=2.5mm，z3=30，z4=83，d3=75mm，d4=207.5mm，b3=80mm，b4=75mm；中心距a2=（d3+d4）/2=(75+207.5)/2=141.25mm5.大齿轮均选用腹板式齿轮箱体设计（a=a2=141.25mm）mm名称符号尺寸关系及结果箱座壁厚δ0.025a+3=6.53<8,取为8箱盖壁厚δ10.02a+3=5.825<8,取为8箱盖凸缘厚度b11.5δ1=12箱座底凸缘厚度b22.5δ地角螺钉直径df0.036a+12=17.085,取M16地角螺钉数目n6轴承旁连接螺栓直径d10.75df=12.81,取M14盖与座连接螺栓直径d20.6df=10.25，取M10连接螺栓d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d30.45df=7.69，取M8视孔盖螺钉直径d40.35df=5.98，取M6定位销直径d0.75d2=7.69，取M8Df，d1，d2至外箱壁距离C116Df，d2至凸缘边缘距离C214轴承旁凸缘半径R1C2=14外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+8=38大齿轮顶圆与内箱壁距离δ11.5δ=12齿轮端面与内箱壁距离δ21.2δ=9.6箱盖，箱座肋厚m10.85δ=6.8六、轴与轴承1.估算轴承直径估算公式：轴均选用45钢，A0查表15-3得，A0=110轴1：mm轴2：=25.4mm轴3：=35.2mm2.轴的结构设计（均选用深沟球轴承）（1）.高速轴设计①联轴器位置，直径20，长为50；其上键b*h=6*6端盖和轴承位置，直径25，长度33；其上轴承选择6305，轴承内径d=25mm，外径D=62mm，宽17mm间隙，直径32，长度153④齿轮位置，直径28，长度53；其上键：b*h=8*7⑤轴承位置，直径25，长37；轴承选为6305，轴承内径d=25mm，外径D=62mm，宽17mm（2）中间轴①轴承位置，直径30，长19；轴承：6306，轴承内径d=30mm，外径D=72mm，宽19mm②间隙，直径37，长21③轴齿（齿轮3）④轴肩，直径50，长50⑤齿轮2位置，直径40，长48其上键：b*h=12*8⑥轴承位置，直径30，长42轴承：6306，轴承内径d=30mm，外径D=72mm，宽19mm（3）低速轴①轴承位置，直径55，长50轴承：6311，轴承内径d=55mm，外径D=120mm，宽29mm②齿轮位置，直径60，长73③轴肩位置，直径70，长15④间隙⑤轴承及伸出位置，直径55，长79轴承：6311，轴承内径d=55mm，外径D=120mm，宽29mm（4）轴承盖：选用凸缘式轴承盖，尺寸如下：轴计算及结果高速轴d0=d3+1=7e=1.2d3=7.2D2=D0+5d3=92螺钉数n=4中间轴d0=d3+1=9e=1.2d3=9.6D2=D0+5d3=112螺钉数n=4低速轴d0=d3+1=11e=1.2d3=12D2=D0+5d3=170螺钉数n=6七、输出轴（低速轴）的校核参数T3=313.3N.m，n3=136r/min，d3=60，b*h=18*11。（以轴承中心到齿宽中心为长度计算）图示计算及结果FrFt66171FtFH1FH2MH:FrFv1Fv2Mv:M:T:Ft=2*T3/d3=2*313.3/0.06=10443.3NFr=Ft*tanα=10443.3*tan20=3801.1NFH1=Ft*171/(66+171)=7535NFH2=Ft-FH1=2908.3NMH=FH1*0.066=497.31NmFv1=Fr*171/237=2742.5NFv2=Fr-Fv1=1058.5NMv=Fv1*0.066=181NmM==529.2NmT=T3=313.3Nm按第三强度理论：取α=0.6（脉动）=3.14*60^3/30-18*6.5*（60-6.5）^2/120=18404.3mm^3==30.5Mpa轴为45钢，[]=60Mpa<[],符合要求。轴承工作寿命校核（低速轴上）已知：轴上齿轮切向力Ft=10443.3N，径向力Fr=3801.1N，齿轮4分度圆直径d=207.5mm，转速n=136r/min;工作条件：连续单向运转，载荷平稳；预期寿命Lh'=2*8*300*6=28800h。轴承型号6311。（靠近齿轮的为轴承1，另一个为轴承2）；轴承1：Fv1=2742.5NFH1=7535N轴承2：Fv2=1058.5NFH2=2908.3NFr1==8018.6NFr2==3094.9N；所受的轴向力它们的比值为根据表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。计算当量动载荷P，根据式（13-8a）轴向力为零，则X=1，Y=0;查手册表6-1得C=71.5KN；由载荷平稳得fp=1；P1=fp*Fr1=8018.6NP2=fp*Fr2=3094.9NP1>P2，按轴承1验算：=86837h>28800h所以，轴承符合要求。九、键的选择和计算按要求对低速轴3上的键进行选择及校核。1）对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=60mm从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-18mm=45mm。键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm。根据式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键18×11×63GB/T1096-2003。十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，由高速轴上的齿轮速度为3.19m/s，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T433-1989），代号为L-AN32。由滚动轴承的dn值，选用油润滑。油的牌号与齿轮油相同，轴承的油由齿轮飞溅，通过油槽润滑。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。电机选用Y132S-4 i=26.4=3.85=2.75n1=1440r/minn2=374r/minn3=136r/min8级精度；Kt＝1.2φd＝1N1＝2.488*10e9N2＝6.463*10e8KHN1＝0.90KHN2＝0.95S＝1[σH]1＝558MPa[σH]2＝532MPad1t=42.28mmv=3.19m/sb=42.28mmmt=2.114h=4.7565mmb/h=8.89KA=1KV=1.22KHB=1.451KFB=1.40K=1.77d1=48.128mmm=2.5z1=20z2=77d1=50mmd2=192.5mmb1=55mmb2=50mmKFN1=0.88KFN2=0.91=314.3Mpa=247Mpaa1=121.25mmKt＝1.2φd＝1N3＝6.46*10e8N4＝2.35*10e8KHN3＝0.92KHN4＝0.95S＝1[σH]3＝570.4MPa[σH]4＝532MPad3t=67.26mmv=