机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计.doc

机械设计课程设计(论文)题目: 带式运输机传动装置的设计 学生姓名 专 业 学 号_ 班 级_ 指导教师 成 绩_ 工程技术学院2013年 1月10日目 录1 前言2 传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案2.2选择电动机2.3 计算总传动比和分配各级传动比2.4 计算传动装置运动和动力参数3 传动零件的设计计算3.1 第一级齿轮传动设计计算3.2 第二级齿轮传动设计计算4 画装配草图4.1 初估轴径及初选联轴器4.2 初选联轴器4.3 箱体尺寸计算4.4 箱体内壁尺寸确定4.5 轴尺寸的确定5 轴的校核计算5.1 高速轴受力分析5.2 中速轴校核计算5.3 低速轴校核计算6 轴承验算6.1 高速轴轴承验算6.2 中速轴轴承验算6.3 低速轴轴承验算7 键联接的选择和计算7.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算7.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算7.3 低速轴与齿轮键联接的选择和计算7.4 低速轴与联轴器键联接的选择和计算8 齿轮和轴承润滑方法的确定8.1 齿轮润滑方法的确定8.2 轴承润滑方法的确定9 密封装置的选择10 结论参考文献致谢67带式运输机传动装置设计1 引言 机械设计课程在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、 结构及工艺设计等内容有机地结合，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。高速级采用斜齿轮传动，低速级采用直齿轮传动。圆柱齿轮传动减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速的比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。 本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能。设计内容计算及说明结果2传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案2.1.1传动方案的特点2.1.2画传动系统结构简图根据已知条件计算出减速器的数据二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便，但结构尺寸较大。因为根据结构、性能和经济性不同，要根据工作条件要求确定较好的传动方案。特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使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部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。2.2选择电动机2.2.1 计算总效率2.4 计算传动装置运动和动力参数计算总传动比和分配各级传动比3 传动零件的设计计算3.1 第一级齿轮传动设计计算材料选择和热处理方法3.2 第二级齿轮传动设计计算4 画装配草图4.1 初估轴径及初选联轴器4.1.1高速轴初估轴径及初选联轴器4.1.2中间轴初估轴径4.1.3低速轴初估轴径及初选联轴器4.2 初选轴承4.2.1高速轴轴承选则4.2.2中间轴轴承选择4.2.3低速轴轴承选择4.3 箱体尺寸计算4.4箱体内壁尺寸确定4.5 轴尺寸的确定5 轴的校核计算5.1 高速轴受力分析5.2 中速轴校核计算5.3 低速轴校核计算6 轴承验算6.1 高速轴轴承验算6.2 中速轴轴承验算6.3 低速轴轴承验算7 键联接的选择和计算7.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算7.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算7.3 低速轴与齿轮键联接的选择和计算7.4 低速轴与联轴器键联接的选择和计算8 齿轮和轴承润滑方法的确定8.1 齿轮润滑方法的确定8.2 轴承润滑方法的确定9 密封装置的选择91轴承端盖结构10 结论总效率：由机械设计课程设计手册查得：1（联轴器1）=0.99，2（轴承1）=0.99，（齿轮1）=0.96，4（轴承2）=0.99，5（齿轮2）=0.96；（轴承3）=0.99，（联轴器2）=0.99=0.990.990.960.990.96 0.990.99=0.876卷筒的效率0.96工作机所需功率kW： =4.08kW 电动机功率：额定功率=工作要求的功率 =2.87/0.876=4.66kW对Y系列电动机，多选用同步转速为1500r/min或1000r/min。根据表12-1选取电机型号为Y132S-4：额定功率5.5kW，满载转速1440r/min，最大额定转矩2.3，同步转速15001440r/min，4级转速：电动机可选转速范围： 为工作机鼓轮转速，r/min，=601000v/D 18.84总传动比: -电动机满载转速多级传动比: 分配各级传动比：1） 各级传动比应尽量在推荐范围内选取；2） 应使传动装置结构紧凑、重量轻；3） 各传动件尺寸协调，避免干涉。展开式二级圆柱齿轮减速器：=18.84 取=1.4 （1）各轴转速 （2）各轴功率 （3）各轴转矩 由表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度喂280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数=21，大齿轮齿数=107.94，取=108.1. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.3。2） 计算小齿轮传递的扭矩。=30573.310Nmm3） 选取齿宽系数=14） 由表查得材料的弹性影响系数=189.8MPa，区域系数=2.5 5） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。6） 由式10-13计算应力循环次数。 =6014401（283658）=4.03710 =4.03710/5.14=0.785107） 由图取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95.8） 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 =0.9600MPa=540MPa =1.30550MPa=715MPa2计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 =38.229mm2）计算圆周速度v。 v=m/s=2.88m/s3）计算齿宽b。 b=138.299mm=38.299mm 4）计算载荷系数。根据v=2.88m/s，7级精度，由图查得动载系数=1.10；直齿轮，=1.2；由表查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.417。由=9.337，=1.417。查图得1.33；故动载系数=11.101.21.417=1.876）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 =38.229=43.154mm7）计算模数m。m=/=mm=2.055mm3. 按齿根弯曲强度设计由式的弯曲强度的设计公式为 m(1) 确定公式内的各计算数值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.92;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 =MPa=303.57MPa =MPa=249.71MPa4）计算载荷系数K。 =11.061.21.31=1.6545）查取齿形系数。 =2.65 =2.186）查取应力校正系数。 =1.58 =1.827）计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.0138 =0.0159 大齿轮的数值大（2）设计计算 =1.253对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=43.154mm，算出小齿轮齿数 =29大齿轮齿数 =5.1429=149.06，取=149。4.几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 =291.5=43.5mm =1491.5=223.5mm（2） 计算中心距 =133.5mm（3） 计算齿轮宽度 =143.5mm=43.5mm取=43.5mm,=51mm。 圆整中心距后的强度校核圆整a=135mm计算变位系数和(1)a=arccos(acos/a)=arcos(133.5cos20)/135=21.682Z=Z1+Z2=29+149=179X=X1+X2=(inv-inv)Z/(2tan)=(inv21.682-inv20)179/(2tan20)=1.047选小齿轮齿数=29，大齿轮齿数=149.06，取=149。1. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （4） 确定公式内的各计算数值9） 试选载荷系数=1.3。10） 计算小齿轮传递的扭矩。=1.223410Nmm11） 选取齿宽系数=112） 由表查得材料的弹性影响系数=189.8MPa13） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。14） 由式10-13计算应力循环次数。 =60241.211（283658）=6.76210 =6.76210/4.59=1.4731015） 由图取接触疲劳寿命系数=0.96；=1.0。16） 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 =0.96600MPa=576MPa =1.0550MPa=550MPa2计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 =2.32mm=66.041mm2）计算圆周速度v。 v=m/s=0.834m/s3）计算齿宽b。 b=166.041mm=66.041mm4）计算齿宽与吃高之比。模数 =66.041/24mm=2.752mm齿高 h=2.25=2.252.752mm=6.192 5）计算载荷系数。根据v=0.802m/s，7级精度，由图查得动载系数=1.05；直齿轮，=1；由表查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.423。由=10.67，=1.423。查图得1.35；故动载系数=11.0511.423=1.4946）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 =66.041=69.175mm7）计算模数m。m=/=mm=2.88mm3. 按齿根弯曲强度设计由式的弯曲强度的设计公式为 m(1) 确定公式内的各计算数值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.90,=0.94;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 =MPa=321.43MPa =MPa=255.14MPa4）计算载荷系数K。 =11.0511.35=1.41755）查取齿形系数。 =2.65 =2.186）查取应力校正系数。 =1.58 =1.797）计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.01303 =0.01501 大齿轮的数值大（2）设计计算 =2.08mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.08并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=69.175，算出小齿轮齿数 =27.67取小齿轮齿数=27大齿轮齿数 =4.5927=123.93，取=125。4.几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 =272.5=67.5mm =1252.5=312.5mm（5） 计算中心距 =190mm（6） 计算齿轮宽度 =167.5mm=67.5mm取=67.5mm,=72.5mm。 根据公式初估轴颈已知该轴输入功率=3.25kW，转速=1440r/min，选取轴的材料为40，调质处理。参考文献【2】表153取，于是得： 该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩，参考文献【2】表141选取则 按计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，参考文献【1】,查标准选用联轴器；主动端轴孔直径为24，轴孔长52，型轴孔，型键槽；从动端轴孔直径为20，轴孔长52，型轴孔，型键槽。综上：高速轴的初估直径为 已知该轴输入功率=3.09kW，转速=241.21r/min，选取轴的材料为40，调质处理。参考文献【2】表153取，于是得：由于该轴上存在两个键槽故将轴径放大15%，同时为了配合轴承的使用故取。 已知该轴输入功率=2.93kW，转速=52.52r/min，选取轴的材料为45钢，调质处理。参考文献【2】表153取，于是得：由于轴上存在两个键槽故将轴径放大10%后取。该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩，参考文献【2】表141选取则 按计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，参考文献【1】,选取联轴器；主动端轴孔直径为，轴孔长，型轴孔，型键槽；从动端轴孔直径为，轴孔长，型轴孔，型键槽。综上：低速轴的初估直径为 选用深沟球轴承轴承内径的确定。 高速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，。第二次放大是为了轴承装拆方便，。第一次放大：取；第二次放大，为了配合轴承内径从而取，轴承内径为25。确定轴承尺寸代号。 这里选02系列轴承。故轴承代号6205，其外径宽。轴承内径的确定。其内径即中间轴的最小轴径，为。确定轴承尺寸代号。这里选02系列轴承。故轴承代号为，其外径宽。轴承内径的确定。低速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，。第二次放大是为了轴承装拆方便，。第一次放大：取；第二次放大，为了配合轴承内径从而取，即轴承内径为。确定轴承尺寸代号，这里选02系列轴承。故轴承代号为6212，其外径宽。 名称符号齿轮减器尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b112箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d1M16盖与座连接螺栓直径d2M12连接螺栓d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d3高M8；中M8；低M10视孔盖螺钉直径d4M8定位销直径d8df、d1、d2至外箱壁距离C1；df、d1、d2至凸缘边缘距离C2；轴承旁凸台半径R120凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便扳手操作为准外箱壁至轴承座端距离l147铸造过渡尺寸x、y；大齿轮顶圆与内箱距离112齿轮端面与内箱壁距离210箱盖、箱座肋厚m1、m；轴承端盖外径D296；106；160轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，一般取 取箱体内壁与齿轮顶圆距离=，取箱体内壁与齿轮端面距离，取两级齿轮端面间距离，箱体底部内壁与最大齿轮的顶圆的距离28，高速级大齿轮端面距箱体内壁距离取，则箱体内壁宽度和长度为；=10+72.5+40.5+7+12=142第一级齿轮传动的中心距，第二级齿轮传动的中心距，低速轴大齿轮直312.5mm，高速级小齿轮齿顶圆直径40.5mm。带入数据得： 531.5mm=352.51）高速轴尺寸的确定因高速轴上齿轮直径过小，所以将轴和齿轮做成整体式，如下图所示图中从左至右轴的长度分别为、，轴径分别为、。 其中为联轴器孔径，比联轴器轴孔短，其目的是防止过定位；对联轴器定位，由轴肩定位高度，可取；为轴承内径尺寸；由轴承的安装尺寸决定；=40.781为齿轮轴，由齿轮结构确定；为轴承内径。各轴的长度由结构确定，其结果如右。2）中间轴尺寸的确定图中从左至右轴的长度分别为、，轴径分别为、。 其中为轴承内径；=69.175mm为齿轮轴，尺寸由齿轮结构确定；对齿轮定位，由轴肩定位高度，可取；为定位轴肩，同时为配合齿轮故取标准轴径； 为轴承内径。各轴的长度由结构确定。3）低速轴尺寸的图中从左至右轴的长度分别为、，轴径分别为、。 其中为轴承径；为定位轴肩，同时为配合齿轮故取标准轴径；为定位轴肩，由轴肩定位高度，可取；由轴承安装尺寸决定；为轴承内径；为联轴器孔径，比联轴器轴孔短，其目的是防止过定位；为定位轴肩。各轴的长度由结构确定。轴的载荷分析如下（分析图教材图15-24所示）其中 由齿轮的受力分析得：计算出齿轮中心截面处的MH、MV、及M列于下表从而危险截面的参考文献【2】按弯扭合成应力校核为载荷 水平面H 垂直面V支反力F FNH1=270.948N FNH2=785.917NFNV1=98.617N FNV2=286.050N弯矩MMH=31633.159NmmMv=11513.513Nmm总弯矩 扭矩TT=21550N.mm该轴有制成，参考文献【2】表151知，故，因此该轴满足强度要求。=44.25mm =73.5mm =40.25mm 计算各参数列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F FNH3=1282.940NFNH4=1542.483NFNV3=25.58NFNV4=233.455N弯矩MMH2=181627.348N.mmMH3=145934.450N.mmMv1=48341.692N.mmMv2=38603.408N.mm总弯矩 扭矩T校核截面齿轮2：按弯扭合成应力校核轴的强度由于为齿轮轴，则轴的材料为40Cr,参考文献【2】表151查得。因此，故安全。校核截面齿轮3：按弯扭合成应力校核轴的强度因此，故安全。其中 由齿轮的受力分析得： 计算出截面齿轮处的MH、MV、及M列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F FNH5=614.083N FNH6=1154.475N FNV5=223.508N FNV6=420.194N弯矩M总弯矩 扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度轴的材料为45钢,参考文献【2】表151查得。因此，故安全。参考文献【1】查得轴承6205的基本额定动载荷，基本额定静载荷。预期寿命1.求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） 2.求轴承当量动载荷、 由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取。从而 3. 寿命验算 由于故按轴承2校核，对于球轴承取，故：，查得轴承6206的基本额定动载荷，基本额定静载荷。预期寿命1.求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） 2.求轴承当量动载荷、 由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取。从而 3. 寿命验算 由于故按轴承2校核，对于球轴承取，故：，查得轴承6212的基本额定动载荷，基本额定静载荷。预期寿命1.求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） 2.求轴承当量动载荷、由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取。从而 3. 寿命验算 由于故按轴承2校核，对于球轴承取，故：已知轴的材料为，装键处的轴径，需传递的转矩，载荷有轻微冲击。 1. 选择键的尺寸 该处选用C型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度并参考标准取键长。 2. 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，取其平均值为，。键的工作长度，键与联轴器的接触高度。参考文献【2】式61得故满足强度要求。记为 键 已知轴的材料为，装键处的轴径，需传递的转矩，载荷有轻微冲击。1. 选择键的尺寸，该处选用A型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度并参考标准取键长。 2. 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，取其平均值为，。键的工作长度，键与轮毂的接触高度。参考文献【2】式61得故满足强度要求。记为 键 1. 安装齿轮处 已知轴的材料为45钢，装键处的轴的直径为，需传递的转矩，载荷有轻微冲击。1） 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度并参考标准取键长。 2）表62查得许用挤压应力为，故取其平均值为，。键的工作长度，键与轮毂的接触高度。参考文献【2】式61得故满足强度要求。记为 键 2. 输出端处 已知轴的材料为45钢，装键处的轴的直径为，需传递的转矩，载荷有轻微冲击。1） 该处选用C型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度并参考标准取键长。2）键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，故取其平均值为，。键的工作长度，键与联轴器的接触高度。参考文献【2】式61得故满足强度要求。记为 键 确定齿轮润滑方式：由于两对齿轮都满足，故选用浸油润滑。由于均选用深沟球轴承且高速轴轴承： 中间轴轴承：低速轴轴承：式中为轴承内径，因此均选润滑脂润滑。高速级透盖处：毡圈20；低速级透盖处：毡圈50高速轴的输入端和低速轴的输出端选用凸缘式透盖，高速轴和低速轴的另一端及中间轴的两端均选用凸缘式闷盖通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：1. 能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了114.661的总传动比。2. 选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3. 轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4. 箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。5. 加工工艺性能好设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。=0.876电机型号：Y132S-4=1440r/min=28.16r/min=76.34r/min=4.61kW=4.38kW=4.17kW=30.58Nm=149.35Nm=520.9Nm选用7级精度=0.90=0.95=38.229mmv=2.85m/sb=38.229mm=9.331=1.10=1.2=1.87=43.154mmm=2.055mm=303.57MPa=238.86MPa=1.654m=1.253mm=29=149=43.5mm=51mm=0.96=1.0=576MPa=550MPa=66.041mmv=0.834m/sb=66.041mm=10.67=1.05=1=1.4231.35=1.494=69.175mmm=2.88mm=321.43MPa=255.14MPa=1.4175m=2.5mm=27=125=67.5mm=72.5mm20联轴器30=50联轴器高速轴轴承中间轴轴承低速轴轴承=142mm=531.5mm=352.5mm=50mm=45mm=15mm=86.5mm=45.5mm=25mm=26mm=72.5mm=7mm=38.5mm=30mm=34mm=65.5mm=7mm=54mm=22mm=53mm=110mm高速轴满足强度要求中速轴满足强度要求低速轴满足强度要求轴承满足寿命要求轴承满足寿命要求轴承满足寿命要求键长键键 安装齿轮处键长键 与联轴器出键长键 参考文献：【1】吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册【M】.北京：高等教育出版社，2010【2】濮良贵，纪名刚，陈国定.机械设计【M】.北京：高等教育出版社，2010