机械设计课程设计(二级减速器)说明书.doc

吉 林 大 学设 计 计 算 说 明 书设计题目: 机械设计热处理车间链板式运输机的传动装置二级减速器学院:生物与农业工程学院 专业:包装工程180103班10 号卡号: 200105178设 计 者: 张观纯指导教师: 曾平2004 年9 月 5 日2004年9月26日目 录一、设计任务书 2（一）设计题目： 2（二）设计要求： 2（三）设计数据： 2（四）设计内容 2二、传动方案拟定与分析 2三、电动机的选择 3四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 4五、计算传动装置的运动，动力参数 4六、传动零件设计计算 5、 锥齿轮传动设计 5、 圆柱齿轮传动设计 9 七、减速器装配草图设计 12、 选择结构方案 12、 初绘装配草图 13、 校核低速轴上的键联接，轴与轴承 15、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度 19八、联轴器的选择 21九、润滑和密封 22十、设计小结 22十一、参考资料 22机械设计课程设计二级减速器一、 设计任务书：（一）设计题目： 设计热处理车间链板式运输机的传动装置二级减速器（二）设计要求： 链板运输机由电机驱动；电机转动经传动装置带动链板式运输机的驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送原料或产品，输送机的使用寿命为5年，每日两班工作，连续运转，载荷平稳，单向转动，输送链速5%，工作效率为0.95,该机器由机械厂小批生产。（三）设计数据： 输送链拉力F=2200牛，输送链速度V=1.35m/s驱动链轮直径D=240mm （四）设计内容: 1、 确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。2、 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。3、 传动装置中的传动零件设计计算。4、 绘制传动装置中减速器装配图一张（A0）。5、 绘制减速器箱体（A1）,齿轮及轴的零件图各一张（A2）。6、 编写设计计算说明书一份。二、传动方案拟定与分析:1、 设计要求电动机轴与工作轴垂直，且传动比较大,同时为使传动更加平稳，齿轮强度应较高，考虑采用直齿锥齿轮-斜齿圆柱齿轮传动。2、 锥齿轮的加工比较困难,特别是大尺寸锥齿轮。一般应放在高速级，以减小其直径和模数。但需注意，当锥齿轮的速度过高时，此时还应考虑能否达到制造精度及成本问题。3、 采用闭式齿轮传动，可以得到良好的润滑与密封，更能适应在铸造车间繁重恶劣的条件下长期工作，且使用与维护方便。4、 综上所诉，所采用的系统传动方案如下图所示：计算及说明结果三、电动机的选择：1、 择电动机类型：按已知条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机。2、 择电动机的容量：Pw = = = 3.126 kw8级精度锥齿轮传动效率g1 = 0.95 , 滚子轴承效率r = 0.98 , 联轴器效率c = 0.99，8级精度圆柱齿轮传动效率g2 = 0.97 , 则 = g1g2r 3c 2 = 0.950.970.9830.992 = 0.85Pd = = = 3.678 kwPw=2.97kw3、 确定电动机转速：工作机轴转速为 nw = =112.2 r/min , 按机械设计课程设计指导书表2 4推荐的各级传动比范围i = 815，可见电动机转速可选范围：nd = ianw = (815)112.2 = 897.61683 r/min，考虑到重量和价格，选用同步转速为1000 r/min 的Y系列异步电动机Y132S 6，其满载转速nm = 960 r/min 。主要机型号及主要尺寸：型号：Y132M1-6，额定功率Pd=4kw,满载转速nm = 960 r/min，同步转速1000r/min,电动机中心高H=132mm,外伸轴直径和长度D=38mm,E=80mm.四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比：1、 传动装置总传动比：i = = 8.62、 分配传动比装置各级传动比：i = i1i2 ， 取 i1 = 0.25i，得i1 = 2.15，i2 = =4 .五、计算传动装置的运动，动力参数：1、各轴转速：n= 960 r/min n= n/ i1= 960/2.15= 446.5 r/minn= n/ i2= 446.5/4= 112.5 r/min工作机轴：nw= n= 112.5r/min2、各轴功率：P=Pdc= 3.6780.99= 3.641 kwP= Prg1= 3.6410.980.95 = 3.390 kwP= Prg2 = 3.3900.980.97 = 3.223 kw工作机轴：Pw= Prc=3.2230.980.989= 3.126 kw3、各轴转矩：电机轴：Tw=9550Pw/nw=95503.126/122.5= 243.70 NmT=9550 P/ n= 95503.641/960=36.22 NmT=9550 P/ n= 95503.390/446.5=72.570 NmT=9550 P/ n= 95503.223/122.5=251.262 Nm = 0.85Pd = 3.678 kwnm = 960 r/min工作机轴：Tw=9550Pw/ nw=95503.126/122.5=243.70Nm传动装置运动和运动参数计算结果： 轴 参数电动机轴I轴II轴III轴工作机轴转速n(r/min)960960446.5122.5122.5功率P（kw）3.6783.6413.3903.2233.126转矩（N.m）36.28836.2272.570251.262243.370传动比I12.1541效率0.990.9220.8760.85六、传动零件设计计算：、锥齿轮传动设计：1、 择齿轮材料，热处理，精度等级：齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为220230HBS,取225HBS；大齿轮正火，齿面硬度为190200HBS，取195HBS，精度等级为8级。i = 8.6i1 = 2.15i2 =4n=960r/minn=446.5r/minn=112.5r/minnw=112.5r/minP= 3.641kwP= 3.390 kwP= 3.223 kwPw = 3.126 kwTw= 243.70NmT= 36.22 NmT= 72.570 NmT= 251.262 NmTw= 243.70 Nm3、 选择齿轮齿数、齿宽系数：选z1=23，z2=i1 z1= 49。45 , 取z2= 50，u = = =2.17锥齿轮推荐齿宽系数R = 0.25 0.3 ，因齿轮悬臂布置，取R = 0.26 。4、 确定相关系数：COS1 = = = 0.9082 , 1 = 21.84COS2 = = =0.4185，2 = 65.157当量齿数：zv1 = = 25 zv2 = = 119当量齿轮端面重合度: = 1.88 3.2 (+) = 1.7255、 按齿面接触疲劳强度计算：设计公式 mm确定式中各项数值：因载荷平稳，转速不高，可初选载荷系数Kt=1.5；T1= 9.55 P/ n =95503.641/960=36.22Nmm ;由表9-7，选取ZE=189.8， ZH= 2.5， Z= 0.88 由式9-12，N1=60n1jLn=609601163005=1.3824109N2= N1/i1=5.44108由图9-15，按允许一定点蚀，查得ZN1=0.99 , ZN2=1.02由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235HBS,在MQ和ML线中间查取Hlim1=550Mpa同理，在图9-16c中查取Hlim2=390Mpa。由表9-8，选取SHmin=1.00齿轮材料45钢小齿轮齿面硬度为225HBS大齿轮齿面硬度为195HBSz1=23, z2=50u=2.171 = 21.842 = 65.157H1=Hlim1 ZN1/SHmin=5500.99/1.00 = 544.5 MpaH2=Hlim2 ZN2/SHmin=3901.02/1.00 = 397.8 Mpa取H2 = 397.8 Mpa设计齿轮传动参数将确定出的各值代如接触强度设计式中得：d1t = 87.06 mm = = 3.80 m/s由表9-5，查取得KA=1.00，由图9-7，查取得KV=1.22，由图9-10，查取得K=1.2，由表9-6，查取得K=1.2，则K=KAKVKK=1.7568.d1 = d1t(K/Kt)1/3 = 87.06(1.7568/1.5)1/3 = 91.77 mmm = d1 /z1= 91.77/23 = 3.99 mm选取锥齿轮大端标准模数 m = 4 6、 校核齿根弯曲疲劳强度： = = 0.25 + = 0.25 + = 0.685 由图9-19，图9-20按zv查取得YFa1 = 2.57，YSa1 = 1.61YFa2 = 2.18，YSa2 = 1.81由图9-21查取得YN1= 0.88, YN2 = 0.90由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值225HBS,在ML线上查取得Flim1=440Mpa,同理，在图9-22b上查取得Flim2=350Mpa由表9-8，选取SFmin=1.25F1=Flim1 YN1/SFmin= 309.76 MpaF2=Flim2 YN1/SHmin= 252 Mpa将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得：= = 55.6Mpa F1T1= 36.22NmmH1=544.5MpaH2=397.8Mpa= =53.6 Mpa F2齿根弯曲疲劳强度足够。7、 确定锥齿轮传动的主要几何参数：d1 = m z1= 423 = 92 mm ， d2 = m z2= 450 = 200 mmR = = = 110.07 mmb = = 0.26110.07 = 28.62 mm取齿宽 B1 = B2 = 29mm df1 = d1 - 2 hf COS1 = 92 - 21.240.9082 = 83.28 mm df2 = d2 - 2 hf COS2 = 200 - 21.240.4185 = 195.98mm da1 = d1 + 2 ha COS1 =92 + 240.9082= 99.27 mm da2 = d2 + 2 ha COS2 = 200 + 240.4185 = 203.35 mm、圆柱齿轮传动设计：1、 选择齿轮材料，热处理，精度等级： 齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为230 240HBS,取235HBS；大齿轮正火，齿面硬度为190 200HBS，取195HBS，精度等级为8级。2、 选取齿轮齿数和螺旋角： 闭式软齿面齿轮传动，z3可多选些，初选z1=27，z2= i2z1 = 108 ，传动比i2 = 108/27 = 4，初选 = 15。3、 按齿面接触疲劳强度设计： 对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。 设计公式 mm 确定式中各项数值：因载荷有中等冲击，可初选载荷系数Kt=1.5m=4T1 = 9.55 P/ n = 72507 Nmm ;由表9-10，选取 d = 0.9由表9-7， 选取ZE = 189.8由图9-14，选取ZH = 2.42 = 1.88 3.2( + ) COS = 1.88 3.2( + )COS15 = 1.673 = 0.318d z1 tg = 0.3180.927tg 15=2.07由图9-13，查得Z= 0.77，Z = 0.98N1 = 60n2 j Ln = 60446.51163005= 6.4296108 N2= N1/i2 = 1.6074108由图9-15，按允许一定点蚀，查得ZN1= 1.03 , ZN2=1.13 ;由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235HBS,在MQ和ML线中间查取Hlim1=540Mpa同理，在图9-16c中查取Hlim2=390Mpa,由表9-8，选取SHmin = 1.00 H1 = Hlim1 ZN1/SHmin = 556.2MpaH2 = Hlim2 ZN2/SHmin = 440.7 Mpa取H2 = 440.7 Mpa设计齿轮传动参数将确定出的各值代如接触强度设计式中得：d1t = 57.17 mmv = = 1.336 m/s由表9-5， 查取得 KA=1.0由图9-7， 查取得 KV=1.1由图9-10，查取得 K=1.08由表9-6， 查取得 K=1.2则 K = KA KV K K = 1.4256F1=309.76MpaF2=252MpaF1=55.6 MpaF2=53.6 Mpad1 =92mmd2 = 200 mmR = 110.07 mmB1 = B2 = 29mmdf1 = 83.28 mmdf2 = 195.98 mmda1 = 99.27 mmda2 = 203.35mm齿轮材料45钢小齿轮齿面硬度为230240HBS, 取235HBS大齿轮齿面硬度为190200HBS, 取195HBSz1=27 , z2= 108i2 = 4d1 = d1t (K / Kt) 1/3 = 56.2mmmn = d1 cos / z3= 2.01 mm由表9-1，选取第一系列标准模数mn = 2mm齿轮主要尺寸：a=mn ( z1+z2 )/ 2 cos = 139.76 mm取其中心距a = 140 mm , 则 = arcos mn ( z1+ z2 ) /2a = 14.30d1= mn z1 / cos = 56.00 mmd2= mn z2 / cos = 224.00 mmb = d d3 = 50.4 mm取B2 = 52mm , B1 = 56 mm4、 校核齿根弯曲疲劳强度： = 计算当量齿轮端面重合度 n = / cos 2 bt = arctg ( tgn/cos )= 20.6cos b = cosn / cos t= 0.969n= / cos 2 b = 1.64 / 0.969 2= 1.782Y = 0.25 + 0.75 / n = 0.25 + 0.75 / 1.782= 0.671由图9-28，查取得Y = 0.87zv1 = z1 / cos 3 = 30zv2 = z2 / cos 3 = 120由图9-19，图9-20按zv查取得YFa1 = 2.53，YSa2 = 1.62YFa1 = 2.18，YSa2 = 1.81由图9-21查取得YN1 = 0.89 ， YN2 = 0.92由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值235HBS ，在ML线上查取得Flim1= 340 Mpa，同理，在图9-22b上查取得 Flim2 = 310 Mpa。由表9-8，选取SFmin= 1.25F1= Flim1 YN1 / SFmin = 242.08 MpaF2= Flim2 YN2 / SHmin = 228.16 Mpa将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得： = = 84.93Mpa F1 = = = 80.95Mpa F2齿根弯曲疲劳强度足够。T1 = 72507 Nmm= 1.673 = 2.07H1=561.6MpaH2=440.7 Mpa 七、减速器装配草图设计：、选择结构方案：1、 减速器箱体的结构：铸造的卧式剖分箱体2、 轴承类型及润滑方式：齿轮脂润滑，轴承采用角接触滚子球轴承，由于第二级级齿轮的圆周速度v2m/s时，轴承采用脂润滑。3、 轴承盖的结构形式：凸缘式轴承盖4、 轴承组合结构方案：两端固定式5、 铸造减速器机体主要结构尺寸：机座壁厚： = 10 mm， 机盖壁厚：1 = 10 mm，机座凸缘厚度：b=15mm， 机盖凸缘厚度b1= 15 mm， 机座底凸缘厚度：b2=25mm， 地脚螺钉直径：df=16mm， 地脚螺钉数目：n=4,轴承旁连接螺栓直径：d1=12mm， 盖与座连接螺栓直径：d2= 10mm， 连接螺栓间距：l150 200mm, 轴承端盖螺钉直径：d3= 8mm, 窥视孔盖螺钉直径：d4=6mm, 定位销直径：d=8mm， df，d1，d2至外和内机壁距离：cf1=22mm ， c11 = 18mm， c21=16mm ，d1、d2 至凸缘边缘距离： c12=16 mm， c22=14mm， 轴承旁凸台半径 R1=16mm，h待定， 大齿轮顶圆与内机壁距离：1=10mm， 齿轮端面与内机壁距离：2=10mm，机座肋厚：m1=10mm， 机盖肋厚m=10mm， 轴承端盖外径及轴承旁连接螺栓距离：S=D2=122mm，S=D2=102mm，、初绘装配草图：1、 初估轴径：设计公式为 d mm轴：取C = 112 ，dmin = = 17.47 mm 由于这段轴上有键，增大3%，为17.994mm，圆整为20mm d1 = 27 mm ， d2 = d4 =30 mm， d3 = 36mm ， d5 = 22 mm . 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。mn= 2.0 mma = 142 mm = 14.30d1 = 56.00 mmd2 = 224.00 mmB1 = 56mmB2 = 52 mm 轴：取C=112，dmin = = 22.01 mm 由于这段轴上有键，增大3%，为22.67 mm，圆整为35 mm d1 = d3 42 mm， d2 = 50 mm, d4 =35 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。轴：取C=112，dmin = = 33.31mm 由于这段轴上有键，增大3%，为34.27 mm，圆整为35 mm d1 = 40mm ， d2 = d6 =45 mm， d3 = 52 mm ， d4 = 58mm， d5 = 48mm . 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。2、 各轴简图及尺寸见下图： 轴轴F1=242.08Mpa轴 其他轴向尺寸根据箱体尺寸确定。由上图可知，轴选择7206C型轴承，轴选择7207C型轴承，轴选择7209C型轴承。、校核第三根轴的键联接，轴与轴承：1、 轴的强度校核计算：、输出轴的功率为 P3 =3.223 kw ;、输出轴的转速为 n3 = 122.5 r/m ;、输出轴的扭矩为 T3 = 251262 Nmm2、 作用在齿轮上的力为：d2 = = = 224 mm = = 2243.4 NFr =Ft*tgn/cos=846.8NFa=Ft*tg=616.2N4、 求轴上的支反力及力矩：轴的结构设计如图 ( a ) ， 轴的弯矩矩图如图( b )图 ( a )F2=228.16MpaF1 = 84.93 MpaF2 =80.95 Mpa由所确定的内力图（b）可确定出简支梁的支承距离:L1 = 72.3 mm , L2 = 119.3 mm , L3 =80mm据此求出齿轮所在的截面B的MH，Mv,M及Mca的值：水平方向的受力情况：由 可得RH1=1396.9 RH2=Ft-RH1=2243.4-1396.9=846.5NMH=RH1*L1=1396.9*72.3=100995.87N.mm垂直平面上的受力情况：Rv1=167.1， Rv2=Fr-Rv1=846.8-167.1=679.7 N.mmMv1=Rv1*L1=167.1*72.3=12081.33 N.mmMv2=Rv2*L2=679.7*119.3=81088.21 N.mm 合成弯矩：M1=101715.9 N.mm，M2=12920.13 N.mm d1min = 20 mmd2min = 35 mmd3min = 35 mm图（b）扭矩：T = 251262 Nmm当量弯矩：Mca1=M1=101715.8 N.mm Mca2=198754.1 N.mm 5、 按弯扭合成应力校核轴的强度： 校核危险截面B的强度：=1.5截面右侧轴径较粗，因此不必进行强度较核，故该轴在截面的强度足够。、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度：1、 校核滚动轴承的寿命：、计算轴承承受的径向载荷R1和R2 R1=1406.86 R2=1085.61、计算轴承的轴向载荷A1和A2查设计手册（GB/T 292-93）,7209C轴承的C = 29.8 KN，C0 = 23.8 KN对于70000C型轴承，按表12-14，轴承内部派生轴向力S=e R,其中e为表12-12中的判断系数，其值由A/C0的大小来确定，但现由于轴承轴向力A未知，故先估取e=0.4,因此可估算，S1=0.4R1= 0.41406.86 =562.74 NS2=0.4R2 = 0.41085.61 = 434.24 N因为S1 + Fa = 562.74 +616.2 = 1178.94 S2 = 434.24 N所以轴承2压紧，轴承1放松。故A1= S1= 562.74NA2= S1+ Fa = 1178.94 NA1/ C0 = 562.74/ 23800 = 0.02364A2/ C0 = 1178.94 / 23800 = 0.04953由表12-12线性插值得e1 = 0.393， e2 = 0.42，再计算所以：S1=e1*R1=0.393*1406.86=552.89N S2=e2*R2=0.42*1085.61=455.96N同理：由轴向载荷判断比较可知轴承2“压紧”，轴承1“放松”故：A1= S1 = 522.89 N A2 = S1+Fa = 1169.09 NA1/C0=522.89/23800=0.02323 A2/C0=1169.09/23800=0.04912、计算轴承的当量动载荷P1和P2 因为A1 / R1= e1= 0.393=e1A2 / R2 = 1.0769 e2=0.42由表12-12可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为对于轴承1 X1=1，Y1= 0对于轴承2 X2 = 0.44， Y2= 1.331 因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表12-13，fp=1.21.8，取fp = 1.5 = 2243.4 N = 846.8 N = 616.2 N P1= fp (X1 R1+ Y1 A1) = 1.1 ( 11406.86 + 0) = 1547.55 NP2= fp (X2 R2+ Y2 A2) = 1.1 ( 0.441085.61 + 1.3311169.09 ) = 2237.1 N、计算轴承寿命因为P2 P1该对轴承的最短寿命为=321592530016=24000h所以该轴承寿命为321592h 。2、 校核键联结的强度：1)、选择键联接的类型和尺寸一般八级以上精度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，故选用圆头普通平键（A型）。根据d =48 mm从标准中查得键的截面尺寸为：宽度b = 14 mm，高度h =9 mm，油轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L = 40 mm(比轮毂宽度小些)。2)、校核键联接的强度键，轴和轮毂的材料都是钢，由表5-1查得许用挤压应力为100120Mpa，取其平均值为110Mpa，键的工作长度l = L-b = 40-14= 26 mm，键与轮毂槽的接触高度k = 0.5 h = 0.59 = 4.5 mm，由式（5-1）可得可见联接的挤压强度满足。同理：校核第二根轴轴上的键联接强度，查得键