机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器.doc

计 算 及 说 明结 果一、设计任务书 1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据 输送带有效拉力 F=4100N 输送带工作速度 v=0.7m/s（允许误差5%） 输送带滚筒直径 d=300mm 减速器设计寿命为10年(设每年工作250天，每天工作16小时)3、工作条件两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传输到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上的输送带6三、电动机的选择 1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw= = 4.2 kw 设： 4w 输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间的传动效率； 4w =输送机滚筒轴（cy=0.96）一对滚动轴承效率（b=0.99）；0101=联轴器效率（c =0.99）；（p19，查表3-1）1212 = 闭式圆柱齿轮传动效率（g=0.97）一对滚动轴承效率b=0.99；2312 = 闭式圆柱齿轮传动效率（g=0.97）一对滚动轴承效率（b=0.99）；34联轴器效率（c =0.99）一对滚动轴承效率（b=0.99）；则：总=011223344w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504Pr=4.939 kw取电动机额定功率 Pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速 n=54.60r/min 由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M28，其主要数据如下：电动机额定功率Pm=5.5kw电动机满载转速nm=720r/min电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3）电动机轴伸长度E=110mm电动机中心高H=160mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=13.19由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12=4.14低速传动比i23=3.19传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550=9550=62.89Nm1轴（减速器高速轴）：n1= =750r/minp1=p001=4.940.99=4.89kwT1=T0i0101=62.8910.99=62.26Nm 2轴（减速器中间轴）：n2= =173.89r/minP2=p112=4.890.9603=4.70kwT2=T1i1212=62.264.140.9603=247.52Nm3轴（减速器低速轴）： n3= =54.60r/minp3=p223=4.700.9603=4.51kwT3=T2i2323=247.523.190.9603=758.24Nm 4轴（滚筒轴）n4= =54.60r/minp4=p334=4.510.9801=4.42kwT4=T3i3434=758.2410.9801=743.15Nm上述计算结果和传动比效率汇总如下：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42转矩T(Nm)62.8962.26247.52758.24743.15两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.143.191传动效率0990.96030.96030.9801六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190210 （2）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=60 jHn1t=8.64108 NF2=60 jHn2t =2.09108 由图13-10 YN1=0.9 YN2=0.93 应力修正系数 由标准规定， Yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=327.36MPa F1 F2, F= F2=327.36MPa（3）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮Hlim1=580MPa 大齿轮Hlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=601720525016=8.64108NH2=60jHn1t= 601173.89250516=2.09108由图1314得 ZN1=0.92 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 失效概率低于1/100, SHmin=1则需用接触应力为： H1= =533.6MPa H2= =528MPaH1 H2, H = H2 = 528MPa（4）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数 设齿轮按8级精度制造由表132，取K=1.2齿宽系数 齿轮相对于轴承非对称布置 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.35弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，ZH=2.46重合度系数取Z1=22 ，Z2=iZ1=224.14 = 91.08 ，取Z2=91i=u=4.1363（误差0.1%5%，在5%允许范围内）端面重合度由式1319 =1.66 得： = 1.66 ,Y= 1.49由式1324 ， Z= =0.776螺旋角系数由式1325 ，Z=0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(4.14+1) =101.19mmmn=取mn=2mm重求中心距a = =115.52mm圆整中心距，取a = 118mm调整= cos-1=cos-1=16.738 （5）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=22， z2=91 ；模数： mn=2mm确定实际齿数比：分度圆直径：d1=45.950mmd2=190.052mm确定齿宽：b=b2=aa=1180.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm （6）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 同理可得：F2=327.36 MPa 当量齿数zv1=25.05(按25查表)zv2=103.36（按150查表） 齿形系数YFa和修正系数YSa由表133 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 重合度系数Y由式1319 =1.62 螺旋角系数查图1317 ， 取Y= 0.88 校核弯曲强度F1 = =59.88MPa F1 同理，F2 = 64.803 MPa F2 两齿轮弯曲强度足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (1)确定第二级齿轮相关系数 根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/minn3=174.08/3.188=54.60 r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190210（3）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=601174.08525016=2.08108 NF2=0.65108 由图13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 应力修正系数 Yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=330.8MPa（4）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为:小齿轮Hlim1=580MP 大齿轮Hlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60174.08250516=2.08108 NH2=60154.60525016=0.65108由图1314得 ZN1=0.94 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 SHmin=1则需用接触应力为： H1= =545.2MPa H2= =528MPaH1 H2H = H2 = 528MPa（5）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数由表132，取K=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.43弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，ZH=2.46重合度系数取Z1=28 ，Z2=iZ1=283.188 = 89.26 ，取Z2=89i=u=3.178（误差小于5%）端面重合度,由式（13-19） =1.69由式1324:= 1.69 = 1.49螺旋角系数由式1325 ，Z=0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(3.188+1)=141.16mmmn=2.35 取mn=2.5mm重求中心距a = =149.5mm圆整中心距，取a = 150mm调整= cos-1=cos-1=12.838 （6）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=28， z2=89；模数： mn=2.5mm实际齿数比：确定分度圆直径：d1=71.794mmd2=228.205mm确定齿宽：b=b2=aa=1500.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm （7）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 F1=372MPa F2=330.8 MPa 当量齿数zv1=30.20 （按30查表）zv2=96.02 （按100查表） 齿形系数YFa和修正系数YSa由表133 ，YFa1=2.53 YSa1=1.636 YFa2=2.18 YSa2=1.79 重合度系数Y由式1319，Y=0.607 =1.686 螺旋角系数查图1317 ， 取Y= 0.89 校核弯曲强度F1 = =62.999MPa F1 同理计算得：F2 S1则： A2=S2=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N 与拭去的误差较小 与拭去的误差较大 反取e1、e2由表可知：利用线性插值法，可利用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43S1=e1R1=1009.9N 利用线性插值法，可利用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41S2=e2R2=1510.4N得：Fx+S2S1则： A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N再验证 这与假定e1、e2时对应的，已经很接近，既可作为试算的结果。 c 计算轴承的当量动载荷1)轴承1=0.43，,则可知X1=,0.44，Y1=1.30。即：P1= fP(X1R1+Y1A1)=1.2（0.442348.66+1.302757.7）=5542.1N2）轴承2，可知X2=1，Y2=0，即：P2=fPR2=1.23683.96=4420.8N可得：P1P2即可按P=P1=5542.1N计算d 计算轴承寿命应用公式 =45.77年5/年即可安全使用。7310c轴承：D=110mm，d=50mm，B=27mm根据相同的方法选定高速轴和中间轴上的轴承型号分别为：7307c轴承：D=80mm，d=35mm， B=21mm 7306c轴承：D=72mm，d=30mm， B=19mm九、键连接和联轴器的选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：高速轴的工作转矩T=49.4119Nm，工作转速n=720r/min。查表181，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.449.4119=69.177Nm查表附表F-2查得：高速输入轴（与电动机相连的一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5联轴器GB 432384，d=32mm，l=82mm许用转矩T=250Nm，许用转速n=3800r/min。因TcT，nn，故该联轴器满足要求。低速轴联轴器选用TL7GB 432384 许用转矩T=500Nm，许用转速n=3600r/min因TcT，nn，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=32mm查表1516，初选 108GB109679：b=10mm，h=8mm，L=70mmp=12.868Mpa p强度足够。（2）中间轴（2轴）上的键连接选择小齿轮选A型普通平键，d=42mm查表1516，初选128 GB109679：b=12mm，h=8mm，L=33mmp=70.875Mpa p强度足够。大齿轮选A型普通平键，d=42mm查表1516，初选128GB109679：b=12mm，h=8mm，L=60mmp=49.117 p强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：低速轴的工作转矩T=600.9271Nm，工作转n=54.5955r/min。查表181，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298Nm查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器GB 584386，d=40mm，l=84mm。许用转矩T=1250Nm，许用转速n=4000r/min。因TcT，nn，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=40mm查表1516，初选108 GB109679：b=10mm，h=8mm，L=84mmp=0.1Mpa p强度足够。Pw=4.2 kw总=0.8504Pr=4.939 kwPm=5.5 kwns=750r/minY160M28i=13.19i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91NMn1=750r/minp1=3.73kwT1=49.41Nmn2=173.89r/minP2=3.58kwT2=196.47Nmn3=54.60r/minp3=3.44kwT3=600.93Nmn4=54.60r/minp4=3.27kwT4=571.12NmHBS=230250HBS=190210NF1=8.64108 NF2=2.09108YN1=0.9 YN2=0.93Yst=2SFlim=1.25F1=360MPaF2=327.36MPaNH1=8108NH2=2.09108ZN1=0.92 ZN2=0.96SHmin=1H1 =533.6MPaH2= 528MPaH=528MPaK=1.2d=0.9a= 0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Z=0.776Z=0.989mn=2mma =118mm=16.738 d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mmF1 =360 MPaF2=327.36 MPaYFa1=2.62 YSa1=1.59YFa2=2.14 YSa2=1.83Y=0.713Y= 0.88F1=59.88MPa F1HBS=230250HBS=190210NF1=2.08108 NF2=0.65108YN1=0.93 YN2=0.94Yst=2SFlim=1.25F1=372MPaF2=330.8MPaHlim1=580MPaHlim2=550MPaNH1=2.08108NH2=0.65108ZN1=0.94 ZN2=0.96SHmin=1H1 =535.2MPaH2= 528 MPaH=528 MPaK=1.2d=0.9a= 0.43ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89 =1.69 =1.49Z=0.769Z=0.989 a =150mm=12.838mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18YSa2=1.79Y=0.695F1=62.999MPa F1F2 10mm箱体外壁至轴承座端面距离KK=c1+c2+(58)40剖分面至底面高度HH(11.2)a156mm十一、减速器附件的设计1、 窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下A100mmA1130mmA2115mmB96mmB1136mmB21160mmd4M6R5mmh3mm2、通气器选用简单式通气器参照机械设计 课程设计表6-4，选用M271.5型通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下：D115b8B30h122h12b16H45D332H132D418a6L324孔数6K10D2363、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定轴系部件的轴向位置，现确定尺寸如下：以下依次为低速轴，中间轴，高速轴的轴承端盖d0=d3+1mm=10mm轴承外径（D）螺栓直径（d3）螺栓数目（n）D0=D+2.5d3=135mmD2=D0+2.5d3=160mme=1.2d3=13.3114=e1em由结构确定D4=D-(1015)mm=100mmb1 ，d1由密封尺寸确定110mmM106d0=d3+1mm=9mm72mmM84D0=D+2.5d3=92mmD2=D0+2.5d3=112mme=1.2d3=9.610=e1em由结构确定D4=D-(1015)mm=62mmb1 ，d1由密封尺寸确定d0=d3+1mm=9mm80mmM84D0=D+2.5d3=100mmD2=D0+2.5d3=120mme=1.2d3=9.610=e1em由结构确定D4=D-(1015)mm=70mmb1 ，d1由密封尺寸确定4、定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=6mm。 5、起箱螺钉 为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。 6、油标 指示减速箱内油面的高度，本处选用杆式油标，尺寸如下： dd1d2d3habcDD1M12412628106420167、放油孔及放油螺塞 排放减速箱体内污油和便于清洗箱体内部，尺寸如下：dD0LlaDSD1d1HM161.5262312319.61716.151728、起吊装置 便于减速器的搬运，选用吊环，尺寸如下RHd7.52020十二、润滑与密封由于该减速器是一般齿轮减速器，故采用油润滑。输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单，所以用毡圈密封。 十三、设计小结 过三周的实践设计，让我受益良多。亲身体会了设计的每一个过程从从参数的计算零件型号材料的选择零件的强度的校核等各个方面。通过此次课程设计让我深切的体会到设计了乐趣和困难。通过此次设计也暴露出我自身许多问题。首先，知识还没有学扎实比如在选择一些零件和设计轴的时候有些问题没有考虑进去导致设计的不合理，类似此类的问题还很多。其次，设计粗心大意有些小细节没有充分考虑到，最明显的是画图的时候没把有些小细节考虑进来导致不停地改图。 设计的这三周我过的很充实，也就是因为这份充实让我深深爱上机械设计这个行业。自己也立志要学好这门课。设计必须抱有严谨的态度，这种态度必须从每一个小的细节做起，细节决定成败。我们在学校的知识还不足，应该努力从各个方面拓宽知识面。我相信通过自己的努力一定会有所成。在次感谢各位老师对我耐心的指导。十四、参考资料机械原理及机械设计主编：诸文俊 钟发祥西北大学出版社机械设计课程设计主编：任金泉 西安交通大学出版社