机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器.doc

南华大学课 程 设 计 课程名称 机械设计 题目名称_两级圆柱齿轮减速器_学生学院 机械工程学院 专业班级 机械081班 学 号 学生姓名 指导教师 2011 年 6月 7日目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.3四、传动件的设计计算.5五、轴的设计计算.15六、滚动轴承的选择及计算.24七、键联接的选择及校核计算.27八、高速轴的疲劳强度校核.28九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.31十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.32十一、设计小结.32参考资料目录一、课程设计的内容设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，空载起动，单向运转，单班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器小批生产，使用期限为8年，每年按300天计。 二、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。- 1 -设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-160。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱齿轮传动二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2电动机容量1)输送带所需功率 2) 电动机输出功率d 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器；滚子轴承；圆柱齿轮传动；V带传动=0.95则故 3电动机额定功率由1表20-1选取电动机额定功率4电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则电动机转速可选范围为可见只有同步转速为15003000r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y100L2-4。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y100L2-43KW1420r/min2.22.25、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比=31.70（符合16<<160）2)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比=二级减速器中：高速级齿轮传动比取低速级齿轮传动比三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩T(Nm)将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴中间轴低速轴N转速（r/min）1420568138.544.77P 功率（kW）2.492.372.282.19转矩T(Nm)16.75i传动比2.54.23.02效率0.950.980.97四、传动件的设计计算1设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.49kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率 =2)、选择V带型 根据、由图8-10机械设计p157选择A型带3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径（2）、验算带速v 因为5m/s<7.43m/s<25m/s,带轮符合推荐范围（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 ，初定=250mm（4）、确定V带的中心距a和基准长度 a、 根据式8-20 机械设计p152 0.7 0.7 245a700 初定中心距=350mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+=2×350+×0.5×（100+250）+（250-100）（250-100）/4×3501265.57mm由表8-2先带的基准长度=1250mmc.计算实际中心距a+( -)/2350+（1250-1265.57）/2342.21mm中心距满足变化范围:245700mm（5）.验算小带轮包角 180°-（-）/a×57.3°180°-（250-100）/342.21×57.3° 154.88°>120° 包角满足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率 根据=1420r/min 和=100mm 表8-4a用插值法求得=1.35kw单根v带的传递功率的增量 已知A型v带，小带轮转速=1420r/min 转动比 i=/=2.5 查表8-4b得=0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数=0.935,表8-2得带长修正系数=0.93=(+)××=(1.35+0.35) ×0.935×0.93=1.25KWZ= =2.99/1.25=2.40 故取3根.（7）、计算单根V带的初拉力和最小值500*+qVV=93.56N对于新安装的V带,初拉力为:1.5=140.34N对于运转后的V带,初拉力为:1.3=121.63N（8）计算带传动的压轴力=2Zsin(/2)=550.13N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式. C结构图 （略）2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=236HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=190HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=23，则=，=234.2=96.6，取=97并初步选定12°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.46c.由图10-26查得, ,则d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=580MPa大齿轮的为=390MPah.由式10-13计算应力循环次数i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.97 =1 =/S=562.6Mpa= /S=390 Mpa=(+)/2=476.3 Mpa所以3）、计算（1）计算圆周速度:V=n1/60000=1.34m/s （2)计算齿宽B及模数B=d=1X44.95mm=44.95mm=cos/=1.91mmH=2.25=4.30mmB/H=44.95/4.30=10.46（3）、计算纵向重合度=0.318dtan=1.555（4）、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a 得 =50.34mm（6）、计算模数= Cos/Z1=2.14mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、计算载荷系数:(2)、根据纵向重合度=1.555,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)、计算当量齿数齿形系数 ，（4）、由1图10-5查得由表10-5 查得由图10-20C但得=215 MPa =170 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.90,=0.94计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=138.21 MPa=/S=114.14 MPa（5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。（6）、计算法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=50.34mm来计算应有的数,于是有:取2mm；（7）、则，故取=24.则=100.8，取（8）、计算中心距 取a1=127mm（9）、确定螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径:=（11）、确定齿宽 取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2）、取小齿轮=23，则=69.46 取=70，初步选定14°3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.4b.由图10-30选取区域系数c.由图10-26查得则d.计算小齿轮的转矩: 确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=580MPa大齿轮的为=390MPah.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.97 =1 =/S=511.45Mpa= /S=354.55 Mpa=(+)/2=433 Mpa所以4）、计算(1)、圆周速度:V=n1/60000=0.51m/s（2）、计算齿宽b及模数B=d=1.1X71.66=78.83mm=cos/ =3.02mmH=2.25=6.795mmb/h=78.83/6.795=11.60(3)、计算纵向重合度=0.318dZ1tan=2.01a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故 载荷系数 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 =81.64mm（5）计算模数= cos/=3.44mm5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17a上式中b根据纵向重合度=2.01,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88c计算当量齿数齿形系数 ，由1图10-5查得由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.9,=0.92d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=321.43 MPa=/S=249.71 MPae比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。f法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=81.64mm来计算应有的数,于是有:取4mm .则g中心距 取a1=165mmh确定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径:=J 齿宽 取4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-3，取2）初算轴的最小直径高速轴为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大3%5%，=23mm。由机械设计手册表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28,30等规格，故取=24mm高速轴工作简图如图(a)所示首先确定各段直径A段：=30mm 由最小直径算出。B段：=35mm，在确定此轴段时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为（0.70.1)=,根据油封标准，选择毡圈孔径为35mm的JB/ZQ 4606-1997。C段：=40mm，与轴承（角接触球轴承7208C）配合，取轴承内径，采用脂润滑。D段：=48mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=4mmE段：=41.86mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116，G段， =40mm, 取轴承型号7208C。F段：=48mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=4mm第二、确定各段轴的长度A段：=48mm,取带轮宽度，轴段长度略小于轮 毂长度。B段：=75.5mm。C段：=33mm, 与轴承（角接触球轴承7208C）配合,加上挡油环长度（参考减速器装配草图设计p24）=B+=18+15=33mm。G段：=33mm, 与轴承（角接触球轴承7208C）配合,加上挡油环长度（参考减速器装配草图设计p24）。F段：，=12+10-15=7mmE段：D段：=114mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度.轴总长L=365.5mm2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选角接触球轴承7210C，故取=50mm轴的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:=50mm,与轴承（角接触球轴承7210C）配合E段：=50mm.B段：=52mm, 非定位轴肩，与齿轮配合，略大于.C段：=62mm, 该段为中间轴上的齿轮提供定位，其轴肩范围为，取其高度为5mm.D段：=52mm.然后确定各段距离：A段： =45mm, 考虑轴承（角接触球轴承7210C）宽度与挡油盘的长度。B段：=98mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：=10.5mm.E段：=47.5mm。D段：=46mm,轴长比轮毂长略短。3、轴的设计计算输入功率P=3.02KW,转速n =44.77r/min,轴的材料选用45钢（调质），可由表15-3查得=110所以轴的直径: =40.23mm。因为轴上有一个键槽，故最小直径加大3%，=42mm。由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为GB/T5014-2003，轴孔的直径=45mm长度L=84mm轴设计图 如下：首先，确定各轴段直径A段: =45mm, B段: =55mm,非定位轴肩,h取5mmC段: =60mm,与轴承（角接触球轴承7212C）配合D段: =72mmE段: =62mm, 便于齿轮安装。F段: =60mm,与轴承（角接触球轴承7212C）配合然后、确定各段轴的长度A段: =82mm,由联轴器长度，3，2，挡油盘尺寸确定B段: =46mm，与零件、轴承座、轴承端盖有关。C段: =37mm, 轴环宽度并根据轴承（角接触球轴承7212C）宽度需要。D段: =73.5mm,为轴承提供定位和固定作用。E段: =89mm, 比轮毂略短。F段: =50.5mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到轴的校核计算,第一根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在C右边W=0.1=9469=/W=15MPa<60MPa轴材料选用45钢，查手册符合强度条件!第二根轴求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如下图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在c右边W=0.1=433774=/W=6.98MPa<60MPa轴材料选用45钢，查手册符合强度条件!第三根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮齿向是右旋，则其受力图如下：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在B右边 算得W=18300=/W=15.36MPa<60MPa轴材料选用45钢 查手册符合强度条件!六、滚动轴承的选择及计算1.轴轴承 型号为7208C角接触球轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 7208C轴承的基本额定动载荷Cr=36800N,基本额定静载荷Cor=25800N.两轴承派生轴向力为：因为轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天单班制.寿命8年.预期寿命：，故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 7210C轴承的基本额定动载荷C=42800N,基本额定静载荷Cor=32000N.两轴承派生轴向力为：因为轴左移，右端轴承放松，左端轴承压紧、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， N所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天单班制.寿命8年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 7212C轴承的基本额定动载荷C=61000N,基本额定静载荷Co=48500N.两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2） 计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为e=0.68,X=0.41,Y=0.87 所以取3）校核轴承寿命故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算钢铸铁1轴上与带轮相联处键的校核键A10×28，b×h×L=6×6×20 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa=125MPa满足设计要求2轴上大齿轮处键键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求3轴上）联轴器处采用键A，b×h×L=14×9×70 单键满足设计要求2）联接齿轮处采用A型键A 单键125Mpa满足设计要求八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：（1）判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右侧：抗弯截面系数抗扭截面系数左截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料45钢,调质处理。由表15-1查得：截面上理论应力系数按附表3-2查取。因经查之为：；又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：皱眉经过表面硬化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得到综合系数为：；有附图3-2的尺寸系数由附图3-3的扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核为：抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力由表15-1查得：又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；有附表3-8用插值法查得：轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故E段左端截面的左端面都安全！九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目na<250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.15mm取8mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。11、 设计小结 一个月的课程设计，让我收获颇多。首先，它让我对以前学的专业知识重新进行了一次比较全面的温习。其次，我进一步了解到自己在哪些方面的欠缺和不足，以便在今后的学习中进行弥补。本次课程设计在王剑彬老师的指导下终于圆满完成。参考资料目录1 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版2 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版3 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书M北京：高等教育出版社，2006年8月第1版4 左宗义，冯开平主编 画法几何与机械制图M广州：华南理工大学出版社，2001年9月第1版5 刘锋，禹奇才主编. 工程力学·材料力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版6 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学·理论力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版=31.70=350mm1265.57mm 154.88°V带取3根=93.56N=550.13N=562.6Mpa=390 MpaV=1.34m/s=1.555=50.34mm=2.14mmV=0.51m/sL=365.5mm=50mm=42mm=6.98MPa=15.36MPaMPa- 33 -