级二圆柱齿轮减速器机械设计课程设计说明书--毕业设计.doc

机械设计课程设计说明书设计题目 二级圆柱齿轮减速器完成日期 年 月 日设计任务书题目：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。所选参数如下： 运输带工作拉力F = 2200 Nm运输带工作速度 v = 1.45 m/s卷筒直径 D= 280 mm方案的草图如下： 1电动机；2联轴器；3齿轮减速机；4链传动；5、带式运输机1，链传动的效率;2，轴承的效率;3，齿轮传动效率;4，联轴器的传动效率;5，鼓轮上的传动效率。一、 传动方案的拟定根据要求电机与减速器间选用联轴器传动，减速器与工作机间选用链传动，减速器为二级圆柱斜齿齿轮减速器。方案草图如上。二、电动机的选择1、电机类型和结构型式。根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，单班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。2、电机容量 卷筒所需功率传动装置的总效率=取链带的效率=0.92 轴承的效率=0.98 圆柱齿轮的传动效率=0.97联轴器的效率=0.99卷筒上的传动效率=0.96总效率=0.920.980.970.990.96=0.767卷筒所需功率P =Fv/1000=22001.45/1000=3.19kw电动机的输出功率P=P/=3.19/0.767=4.16 Kw3、电动机额定功率 P由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率 P=5.5Kw4、电动机的转速工作机卷筒转速n = =6010001.45/（3.14280）=98.96r/min链传动比范围1.5-2，单级圆柱齿轮传动比范围是2-5，则电动机转速可选范围574-4948按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1500r/min 的三相笼型异步电动机具体规格如下：发动机型号额定功率满载转速起动转矩/额定转转矩最大转矩/额定转矩Y32S-45.514402.22.2三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算1、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为i=1440/98.96=14.552）分配各级传动比取链带传动的传动比为=1.5；为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为=1.3； 所以由i= i ii取=3.55 =2.732、计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速n= =1440r/min ;n = n/ =1440/3.55=405.6r/min ;n = n/ =405.6/2.73=148.6r/min ;2)各轴输入功率P = P=5.50.990.980.97=5.18 Kw ;P = P=5.180.980.97=4.92Kw ;P = P=4.920.980.97=4.68 Kw ;3)各轴输入转矩T= 9550 P/ n =95505.18/1440=34.4Nm ;T=9550 P/ n =95504.92/405.6=115.8Nm ;T =9550 P/ n =95504.68/148.6=300.8Nm ;四、齿轮设计一级齿轮的设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （1）、按设计题目传动方案，选用一级斜齿轮，二级斜齿圆柱齿轮传动。 （2）、运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。 （3）、材料选择。由表101选择小齿轮材料为40Gr，并经调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选45钢，调质处理235HBS （4）、选取齿轮螺旋角，初步选定螺旋角=14 （5）、选取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=3.55X24=85.2，取Z2=86 2、按齿面接触强度设计由设计公式（109a）进行试算，即： （1）、确定公式内的各个计算参数值 1）、试选载荷系数 2）、计算小齿轮传递的转矩 3）、由表107选取齿宽系数 4）、由表106查得材料的弹性影响系数，由图1030选取区域系数 5)、由图1021d按齿面硬度查得小、大齿轮的解除疲劳强度极限分别为 6）、由式1013计算应力循环次数 7）、由图1019取接触疲劳寿命系数 8）计算解除疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（1012）得： 9）、由图1026查得： （2）、计算1）、试算小齿轮分度圆直径 2）、计算圆周速度V V= 3）、计算齿宽b 4）、计算齿宽与齿高之比，纵向重合度 模数 齿高 5）、计算载荷系数已知使用系数,根据，8级精度，由图108查得动载荷系数，由表104查得的值与直齿的相同，故，由图1013查得,由表103查得故载荷系数 6）、按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1010a）得： 7）、计算模数 3、按齿根弯曲强度设计 由式（1017）进行试算（1）、确定公式的各个计算数值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）、查取齿形系数 由表10-5，查得, 由表10-5，查得, 5）、计算弯曲疲劳许用应力 由图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得：6）、计算大、小齿轮的 并加以比较 大齿轮的数值大 （2）、设计计算 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算应有的齿数，于是： 取，则,取4、几何尺寸计算： （1）、计算中心距 ，取a=122mm（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数，,等不必修正 （3）、计算大小齿轮的分度圆直径 （4）、计算齿轮宽度 圆整后取， (二)、二级齿轮的设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （1）、二级斜齿圆柱齿轮传动。 （2）、运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。 （3）、材料选择。由表101选择小齿轮材料为45钢，并经调质处理，齿面硬度为255HBS。大齿轮选45钢，调质处理220HBS。 （4）、选取齿轮螺旋角，初步选定螺旋角=14 （5）、选取小齿轮齿数Z1=25,大齿轮齿数Z2=2.73X25=68.3，取Z2=69 2、按齿面接触强度设计由设计公式（109a）进行试算，即： （1）、确定公式内的各个计算参数值 1）、试选载荷系数 2）、计算小齿轮传递的转矩 3）、由表107选取齿宽系数 4）、由表106查得材料的弹性影响系数，由图1030选取区域系数 5)、由图1021e按齿面硬度查得小、大齿轮的解除疲劳强度极限分别为 6）、由式1013计算应力循环次数 7）、由图1019取接触疲劳寿命系数 8）计算解除疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（1012）得： 9）、由图1026查得： （2）、计算1）、试算小齿轮分度圆直径 2）、计算圆周速度V V= 3）、计算齿宽b 4）、计算齿宽与齿高之比，纵向重合度 模数 齿高 5）、计算载荷系数已知使用系数,根据，8级精度，由图108查得动载荷系数，由表104查得的值与直齿的相同，故，由图1013查得,由表103查得故载荷系数 6）、按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1010a）得： 7）、计算模数 3、按齿根弯曲强度设计 由式（1017）进行试算（1）、确定公式的各个计算数值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）、查取齿形系数 由表10-5，查得, 由表10-5，查得, 5）、计算弯曲疲劳许用应力 由图10-20d查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得：6）、计算大、小齿轮的 并加以比较 大齿轮的数值大 （2）、设计计算 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算应有的齿数，于是： 取，则4、几何尺寸计算： （1）、计算中心距 ，取a=144mm（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数，,等不必修正 （3）、计算大小齿轮的分度圆直径 （4）、计算齿轮宽度 圆整后取， (三)、链传动的设计（1）、选择链轮齿数 取小链轮齿数为Z1=20，大链轮的齿数为Z2=1.5X20=30, (2)、确定计算功率由表9-6查的，由图9-13查得，单排链，则计算功率为 (3)、选择链条的型号和节距 根据，转速，查图9-11，可选24A-1，查表9-1，链条节距为P=38.1mm(4)、计算链节数和中心距 初选中心距，取，相应的链长节数为 去链长节数查表9-8得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为(5)、计算链速v，确定润滑方式由v=1.887m/s和链号24A-1，查图9-14可知采用油池润滑。(6)、计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力的系数为则压轴力为五、轴的设计及校核轴找出输入轴上的功率P、转速n和转矩T P=5.18Kw n=1440r/min T=34.4N.m先按式(152)初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr钢，调质处理，根据表153，取,于是得： 因轴上有键 故取，为整体布局协调美观，综合轴承及带轮因素，选，直径逐级增加510mm，具体尺寸参考装配图；求作用在齿轮上的受力因已知齿轮的分度圆直径 ， 轴的结构设计（1）、拟定轴上零件的装配方案 此轴上有大带轮、角接触球轴承、小齿轮等主要部件，故采用如下图1所示装配方案： 图1 （2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承初步选用型号为7206C型号的角接触球轴承，其基本尺寸为 ，齿轮处 ，齿轮左侧轴肩为 ；右侧轴承采用轴承端盖和轴套定位，轴套采用台阶式；右侧轴承采用轴承端盖和轴肩定位。经估算其各段长度分别为如下图所示； （3）、轴上零件的周向定位 齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键连接，此处带轮定位不作考虑。按由表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为g6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表152，取轴端倒角为1X45，各轴肩处的圆角半径为r=1mm，故此轴结构装配图如下图2 图2 5、求轴上的载荷首先根据结构图（图2）做出轴的力学计算简图(图3) 图3 由图1、图2、图3综合可得：, （1）、计算水平面H、垂直面V的弯矩已知 , 故H面 故V面 （2）、画弯矩、扭矩图如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩 表2按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的迁都。根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，即，轴的计算应力：前面已选定轴的材料为40Gr钢，调质处理，由表15-1查得因，故安全故可以认为轴安全。轴找出输入轴上的功率P、转速n和转矩T P=4.92Kw n=405.6r/min T=115.8N.m先按式(152)初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取,于是得： 因轴上有键 故取，为整体布局协调美观，综合轴承因素，选，直径逐级增加510mm，具体尺寸参考装配图；求作用在齿轮上的受力因已知齿轮的分度圆直径 ， ， 轴的结构设计（1）、拟定轴上零件的装配方案 此轴上有大齿轮轮、角接触球轴承、小齿轮等主要部件，故采用如下图1所示装配方案： 图4 （2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴承初步选用型号为7206C型号的角接触球轴承，其基本尺寸为，齿轮处初选，齿轮1右侧轴挡，右侧轴肩；齿轮2左侧轴肩，右侧侧轴挡；两侧轴承采用轴承端盖和轴套定位，轴套采用台阶式。经估算其各段直径分别为如下图5 （3）、轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按由表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，两键分别长为63mm和45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/g6，滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为h6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表152，取轴端倒角为2X45，各轴肩处的圆角半径为r=1.5mm，故此轴结构装配图如下图4 图5求轴上的载荷首先根据结构图（图5）做出轴的力学计算简图(图6) 图6 由图1、图2、图3综合可得：， （1）、计算水平面H、垂直面V的弯矩已知, ,， 故H面 故V面 （2）、画弯矩、扭矩图如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩 表2按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，即，轴的计算应力：前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表表15-1查得因，故安全故可以认为轴安全。轴找出输入轴上的功率P、转速n和转矩T P=4.68Kw n=148.6r/min T=300.8N.m先按式(152)初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取,于是得： 因轴上有键 故取，为整体布局协调美观，综合轴承及联轴器因素，选求作用在齿轮上的受力因已知齿轮的分度圆直径 ， 轴的结构设计（1）、拟定轴上零件的装配方案 此轴上有联轴器、角接触球轴承、大齿轮等主要部件，故采用如下图1所示装配方案： 图7 （2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴承初步选用型号为7210C型号的角接触球轴承，其基本尺寸为，齿轮处初选，齿轮右侧轴肩为；左侧轴承采用轴承端盖和轴肩定位；右侧轴承采用轴承端盖和轴套定位，轴套采用台阶式。经估算其各段直径分别如下图8； （3）、轴上零件的周向定位 齿轮、链轮与轴的周向定位均采用平键连接，按由表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/g6，滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为p6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表152，取轴端倒角为1X45，各轴肩处的圆角半径为r=1.5mm，故此轴结构装配图如下图8 图8求轴上的载荷首先根据结构图（图8）做出轴的力学计算简图(图9) 图9 由图7、图8、图9综合可得：， （1）、计算水平面H、垂直面V的弯矩已知 , ， 故H面 故V面 （2）、画弯矩、扭矩图如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩 表2按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的迁都。根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，即，轴的计算应力：前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表表15-1查得故安全故可以认为轴安全。六、滚动轴承的选择和计算由于使用的是斜齿齿轮，有轴向力，因此为了简便，选用角接触球轴承。具体直径根据所配合的轴的直径选择恰当的直径系列。轴1选用型号7206C，轴2选用型号7206C，轴3选用7210C；校核第一根轴(高速轴)轴承 1. 根据校正低速轴力学模型及已知低速轴上参数，故可求低速轴轴承上所受力,2.求量轴承的计算轴向力和查表137，轴承派生轴向力，其中e为表135中的判断系数，预算由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故可取取e=0.4， 故， 3.求轴承当量动载荷和由表135分别查得轴承1 轴承2 按表136查得，取，则4.验算轴承寿命从上数可以确定轴承在检修期的预期寿命里是安全的。校核第二根轴(中间轴)轴承 2. 根据校正低速轴力学模型及已知低速轴上参数，故可求低速轴轴承上所受力,2.求量轴承的计算轴向力和查表137，轴承派生轴向力，其中e为表135中的判断系数，预算由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故可取取e=0.4， 故， 3.求轴承当量动载荷和由表135分别查得轴承1 轴承2 按表136查得，取，则4.验算轴承寿命从上数可以确定轴承在检修期的预期寿命里是安全的。校核第三根轴(低速轴)轴承 3. 根据校正低速轴力学模型及已知低速轴上参数，故可求低速轴轴承上所受力,2.求量轴承的计算轴向力和查表137，轴承派生轴向力，其中e为表135中的判断系数，预算由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故可取取e=0.4， 故， 3.求轴承当量动载荷和由表135分别查得轴承1 轴承2 按表136查得，取，则4.验算轴承寿命从上数可以确定轴承在检修期的预期寿命里是安全的。八、键联接的选择和计算选择用平键，且材料为钢制。校核公式采用计算工作功用型号（平键）安装部位直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）传递的转矩(N.m)挤压应力(Mpa)许用挤压应力连接联轴器66562050334.422.9110连接齿轮11086335554115.830110连接齿轮21084535374115.844.7110连接齿轮316106355535300.841.3110链轮1289040824300.845.9110从上表中连接键均可满足齿轮传动要求。九、减速器附件的选择和密封类型的选择通气器：采用简易通气塞起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M141.5 润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.7m/s.考虑到中间的大齿轮充分浸油，而浸油高度为六分之一至三分之一大齿轮半径（D=284.2mm），取为60mm。二、 滚动轴承的润滑采用油脂润滑。三、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、联轴器的选择T=637.5N.m取K=1.5,则T=1.5115.5=173.25N根据 T选取HL2型弹性柱销联轴器，公称转矩为315N.m根据轴的直径选d=25mm.十一、减速器尺寸名称符号单位mm机座壁厚 0.025a+38cm10机盖壁厚 10机座凸缘厚度B 15机盖凸缘厚度 15机座底凸缘厚度P 25地脚螺钉直径 20地角螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径 16机盖与机座连接螺栓直径 10连接螺栓的间距l根据实际情况定轴承端盖螺钉直径 8窥视孔盖螺钉直径 6定位销直径d5、至外机壁距离 查表30、至凸缘边缘距离 查表20轴承旁凸台半径 凸台高度h40外机壁至轴承座端面距离 50内机壁至轴承座端面距离60大齿轮顶圆与内机壁距离 15齿轮端面与内机壁距离 15机盖、机座肋厚度,，=14; =14, =14轴承端盖外径112 120 165轴承端盖凸缘厚度e40轴承旁连接螺栓距离s设计小结在 老师的耐心指导下，以及各位同学的讨论中，经过两周多时间的设计，本课题二级直齿圆柱齿轮传动设计+带传动。其说明书的编写终于完成。本设计虽然较简单，但通过这一设计实践，我感到自己在这方面仍存在许多不足之处，对于我的本次设计，我觉得设计计算部分非常认真，该方案结构简单，易于加工，装配。且经济实用，可适用于精度要求不高的场所。同时也存在有一些尺寸设计方面的误差，对材料的选择也并非完全合理。希望指导老师能批正。通过此设计，使我加深了对机械设计基础及有关课程和知识，提高了综合运用这些知识的能力。并为在今后学习本专业打下了 必须的基础，并提高了运用设计资料，及国家标准的能力。参考文献