机设课程设计-二级斜齿轮减速器方案1.docx

机械设计课程设计任务书专业 机械设计制造及其自动化 班级 制造081 设计者_徐康民_学号 201080246 设计题目：带式输送机传动装置_设计（二级直齿圆柱齿轮减速器；二级斜齿圆柱齿轮减速器；二级圆锥-圆柱齿轮减速器；一级蜗杆减速器）。 设计带式输送机传动系统。采用两级圆柱齿轮减速器的传动系统参考方案（见图）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。 原始数据： 输送带有效拉力 F= _4000_ N 输送机滚筒转速 n= _40_ r/min （允许误差5%） 输送机滚筒直径 D= _400_ mm 减速器设计寿命为10年。 工作条件： 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。 设计任务：1、减速器装配图1张（0号或1号图纸）； 2、零件图2张（大齿轮，输出轴） 3、设计计算说明书1份 设计期限： 2011年 01 月 03 日至 2011 年 01 月 14日颁发日期： 2011年 01 月 03 日设计计算说明书1 按照设计要求确定传动方案二级圆柱齿轮减速器传动选择展开式2 选择电动机 1）电机类型：推荐Y系列380V，三相异步电动机 2）选择电动机功率Ped设：工作机（卷筒）所需功率PW 卷筒效率W电机至卷筒轴的传动总效率a（减速器效率） 电机需要的功率Pd计算如下： PdPWaWPed式中PW=FV1000（KW） V=Dn601000（ms） a轴承3齿轮2联轴器2 w轴承卷筒 轴承滚子=0.98球=0.99 齿轮0.97 联轴器0.990.995 卷筒0.96 现算出PdPWaW3.94KW查手册取Ped4KW设计计算、简图及说明结果对于Ped4KW的电动机型号有：型号Y112M-2Y132M1-6Y112M-4Y160M1-8同步转速3000rmin-11000rmin-11500rmin-1750rmin-1满载转速2890rmin-1960rmin-11440rmin-1720rmin-13）确定电动机转速nd已知卷筒转速n40rmin二级减速器的总传动比合理范围是ia825，所以，电动机转速为ndian825n3201000rmin， 该范围内转速有750rmin，1000rmin方案电机型号Ped同步转速满载转速电动机质量参考价减速器传动比ia1Y132M1-64KW1000960242Y160M1-84KW75072018通过比较得知：1号方案较好，其重量轻，价格便宜，传动比适中。 选择Y132M1-64）分配减速器传动比ia按浸油润滑条件考虑，取高速级传动比i11.3i2由 ia1.3i2i21.3i22 i2ia1.3 i1iai2 i2=ia1.3=4.3i1=iai2=5.6i1=5.6i2=4.3设计计算、简图及说明结果5）运动参数计算设nI，nII ，nIII-分别为I，II，III轴的转速rmin TI，TII， TIII-分别为I，II，III轴的输入扭矩N PI，PII，PIII-分别为I，II，III轴的输入功率KW转速：n1=nedn2=n1i1n3=n2i2 各轴功率：P1=Pd联轴器P2=P1轴承齿轮P3=P2轴承齿轮P卷=P3轴承联轴器各轴扭矩：T1=Td联轴器T2=T1i1轴承齿轮T3=T2i2轴承齿轮T卷=T3轴承联轴器将计算结果列成表格以便查找轴号功率P（KW）扭矩T（N）转速传动比效率电机轴3.943.9191049605.64.3I轴3.93.880104960II轴3.752.087105171.4III轴3.68.61810540卷筒3.538.447105401.1.6传动零件计算斜齿轮要计算的参数a1 ，a2，mn12，mn34；z1，z2，z3，z4；b1，b2，b3，b4 ；12，34，dai，dfi，di（i14）设计计算、简图及说明结果高速级齿轮的计算：1 选择齿轮材料考虑到该减速器的功率不大，故大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数 z2=z1i1=255.6=140，按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数d=1.0；初选螺旋角13大、小齿轮均为45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS；7级精度；z1=25，z2=140，d=1.0；132 按齿面接触疲劳强度设计d1t32kT1du1uZHZEZZH确定公式中各参数1） 载荷系数 试选Kt1.52） 小齿轮传递的扭矩T1 T13.880104 N3） 材料系数ZE 查表6.3得ZE=189.8MPa4） 大小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1、Hlim2 按齿面硬度查图6.8得Hlim1600 MPa、Hlim2560MPa5） 应力循环次数 N1=60n1jLh=6096011025016=2.304109 N2=N1i1=4.1141086） 接触疲劳寿命系数KHN1、KHN2 查图6.6得KHN10.91，KHN2 0.967） 确定许用接触应力H1、H2 取安全系数SH1 H1KHN1Hlim1SH0.91600 MPa H2KHN2 Hlim2SH0.96560MPa H1546 MPa H2537.6 MPa设计计算1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 取HH1+H22541.8 MPa， ZH=2.44，Z0.8，Zcoscos130.987 d1t321.53.88010415.615.62.44189.80.80.987541.822） 计算圆周速度vvd1tn160100039.68960601000ms3） 计算载荷系数K查表6.2得使用系数KA1；根据v1.99ms、7级精度查图6.10得动载系数Kv1.07；查图6.13得K1.15则KKAKvK11.071.15 =1.23054） 校正分度圆直径d1T 由式（6.14），d1T3KKt39.6831.23051.5 d1t39.68 v1.99msKA1 Kv1.07K1.15K1.2305d1T37.145 计算齿轮传动的几何尺寸1） 计算模数mn12 mn12d1Tcosz137.145cos13251.45，按标准取模数mn121.52） 中心距a1 a1mn122cosz1+z2=1.52cos1325+140=1273） 螺旋角12 12=arccosmn12z1+z22a1arccos1.525+14021284）两轮分度圆直径d1、d2 d1 mn12z1cos1.525cos144836 d2=mn12z2cos=1.5140cos1448365）齿宽b1、b2 b=dd1=138.79=38.79 b1=b+5106） 法面齿顶高系数han*=1，法面顶隙系数cn*=0.257） 齿顶高ha ha=mn12han*=1.58） 齿根高 hf hf=mn12han*+cn*=1.8759） 齿顶圆直径da1 da1=d1+2ha=41.7910）齿根圆直径df1 df1=d1-2hf=35.0411）齿顶圆直径da2 da2=d2+2ha=220.2212）齿根圆直径df2 df2=d2-2hf=213.47mn121.5圆整为a112812=14.81=144836 d138.79d2=217.22取b2=40， b1=45han*=1，cn*=0.253 校核齿根弯曲疲劳强度 由式（6.19），F=2KT1bdmn12YFaYSaYYF 确定公式中各参数值 1）大、小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1、Flim2查图6.9取Flim1240 MPa Flim2220 MPa 2）弯曲疲劳寿命系数查图6.7取KFN1、KFN2 查图6.7取KFN10.885、KFN20.905 3）许用弯曲应力F1、F2 取定弯曲疲劳安全系数SF=1.4，应力修正系数YST2，得 F1=KFN1YSTFlim1/SF0.8852240/1.4 MPa F2=KFN2YSTFlim2/SF=0.9052220/1.4 MPa4）齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2根据当量齿数zv1=z1/cos3=25/cos314483627.67zv2=z2/cos3=140/cos3144836154.93由表6.4查取齿形系数和应力校正系数5）计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.551.61303.43=0.0135YFa2YSa2F2=2.141.83284.43=0.01386）重合度系数Y及螺旋角系数Y取Y=0.7，Y=0.86Flim1240 MPaFlim2220 MPa （2）校核计算 F2=21.23053.8810440217.221.52.141.830.70.86=17.27 MPaF2F2=17.27 MPaF2弯曲疲劳强度足够低速级齿轮的计算1 选择齿轮材料考虑到该减速器的功率不大，故大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z3=40，大齿轮齿数 z4=z3i2=404.3=172，按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数d=1.0；初选螺旋角13大、小齿轮均为45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS；7级精度；z3=40，z4=172，d=1.0；132 按齿面接触疲劳强度设计d3t32kT3du1uZHZEZZH确定公式中各参数1）载荷系数 试选Kt1.52）小齿轮传递的扭矩T3 T38.618105 N3） 材料系数ZE 查表6.3得ZE=189.8MPa4） 大小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3、Hlim4 按齿面硬度查图6.8得Hlim3600 MPa、Hlim4560MPa5） 应力循环次数 N3=60n2jLh=60171.411025016=4.114108 N4=N3i2=9.5671076） 接触疲劳寿命系数KHN3、KHN4 查图6.6得KHN30.96，KHN4 0.977） 确定许用接触应力H3、H4 取安全系数SH1 H3KHN3Hlim3SH0.96600 MPa H4KHN4 Hlim4SH0.97560MPa Kt1.5 H3576 MPa H4543.2 MPa设计计算1） 试算小齿轮分度圆直径d3t 取HH3+H42559.6 MPa， ZH=2.44，Z0.8，Zcoscos130.987 d3t321.58.61810514.314.32.44189.80.80.987559.622） 计算圆周速度v vd3tn2601000110.81171.4601000ms3） 计算载荷系数K查表6.2得使用系数KA1；根据v0.994ms、7级精度查图6.10得动载系数Kv1.03；查图6.13得K1.15则KKAKvK11.031.15 =1.18454） 校正分度圆直径d3T 由式（6.14），d3T3KKt110.8131.18451.5 d3t110.81 v0.994msKA1 Kv1.03K1.15K1.1845d3T102.42计算齿轮传动的几何尺寸1）计算模数mn34 mn34d3Tcosz3102.42cos13402.49，按标准取模数mn342.52）中心距a2a2mn342cosz3+z4=2.52cos1340+172=2723）螺旋角34 34=arccosmn34z3+z42a2arccos2.540+17222754）两轮分度圆直径d3、d4 d3 mn34z3cos2.540cos153000 d4=mn34z4cos=2.5172cos1530005） 齿宽b3、b4 b=dd3=1103.77=103.77 b4=b+5106） 法面齿顶高系数han*=1，法面顶隙系数cn*=0.257） 齿顶高ha ha=mn34han*=2.58） 齿根高 hf hf=mn34han*+cn*=3.1259） 齿顶圆直径da3 da3=d3+2ha=108.7710）齿根圆直径df3 df3=d3-2hf=97.5211）齿顶圆直径da4 da4=d4+2ha=451.23 12）齿根圆直径df4 df4=d4-2hf=439.98mn342.5圆整为a227534=15.50=153000 d3103.77d4=446.23取b3=110， b4=105han*=1，cn*=0.253 校核齿根弯曲疲劳强度 由式（6.19），F=2KT3bdmn12YFaYSaYYF 确定公式中各参数值 1）大、小齿轮的弯曲疲劳极限Flim3、Flim4 查图6.9取Flim3240 MPa Flim4220 MPa 2）弯曲疲劳寿命系数查图6.7取KFN3、KFN4 查图6.7取KFN30.905、KFN40.910 3）许用弯曲应力F3、F4 取定弯曲疲劳安全系数SF=1.4，应力修正系数YST2，得 F3=KFN3YSTFlim3/SF0.9052240/1.4 MPa F4=KFN4YSTFlim4/SF=0.9102220/1.4 MPa4） 齿形系数YFa3、YFa4和应力修正系数YSa3、YSa4根据当量齿数zv3=z3/cos3=40/cos315300044.70zv4=z4/cos3=172/cos3153000192.22由表6.4查取齿形系数和应力校正系数5）计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa3YSa3F3=2.351.68310.29=0.013 YFa4YSa4F4=2.121.865286=0.0146）重合度系数Y及螺旋角系数Y取Y=0.7，Y=0.86 （2）校核计算 F4=21.18458.618105105446.232.52.121.8650.70.86=41.49 MPaF4Flim3240 MPaFlim4220 MPaKFN30.905 KFN40.910SF=1.4 YST2F1=310.29 MPaF2=286 MPaYFa3=2.35，YFa4=2.12 YSa3=1.68，YSa4=1.865YFa3YSa3F3d23，查轴承样本，选用型号为7206C的角接触球轴承，其内径d=30mm ，外径D=62mm ，宽度B=16mmd34d7830mm选7206C角接触球轴承IIIIV段轴颈长度L34取L34B16mmIVV段轴身的直径d45查轴承样本，轴承的安装高度为36mmd4536mmVIVII段轴身的长度L67L67略小于轴毂1宽，b145mm，取L6740mmVVI段轴身的直径d56h0.070.1d2.523.6mm取h3.5mmd56=43mmVVI段轴身的长度L56L561.4h=4.9mm取L566mmVIVII段轴身直径d67查轴承样本，轴承的安装高度为36mm取d6736mmIVV段轴身的长度L45参见图L45b3+C+a+s-L56110+10+16+8-6=138mmL45138mmVIIVIII段轴身的长度L78参见图L78=B+S+a+b1-L6716+8+16+5=45mmL78=45mmIIIII段轴身的长度L23参见图，轴承端盖的总厚度为20mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l20mm，L23l+20=40mmL2340mm因d67=36df135.04mm所以此处采用齿轮轴轴2的尺寸计算 确定轴的最小直径dmin 应满足dmind12d2min取dmin40mm确定各轴段的尺寸确定d12、d45，选择滚动轴承型号取d12d4540mm，查轴承样本，选用型号为7208C的角接触球轴承，其内径d=40mm ，外径D=80mm ，宽度B=18mmd12d4540mm选7208C角接触球轴承IIIII段轴身的直径d23II处轴肩高h=0.070.1d=2.84mm ，但因该轴肩几乎不承受轴向力，故取h3mm ，则d23（40+32）mmd23=46mmIIIIV段轴段直径d34 h0.070.1d=3.224.6mmd3446+24=54mm 取h=4mmd3454mmIIIIV段轴段长度L34 L341.4h5.6mm取L3410mmIIIII段轴身的长度L23L23略小于轴毂2宽，b240mm，取L2335mmIVV段轴身的长度L45L45略小于轴毂3宽，b3110mm取L45105mmIII段轴头的长度L12、VVI段轴身的长度L56 待定轴3的尺寸计算轴段直径计算，轴段长度设计确定轴上零件的装配方案 如图所示，为方便表述，记轴的左端面为I，并从左往右每个截面变化处依次标记为II、III、，对应每轴段的直径和长度则分别记为d12、d23 、 和L12、L23、2）选择输出轴联轴器型号联轴器的计算转矩Tca查表10.1 确定工作情况系数KATcaKAT31.38.618105N取KA1.3Tca1.12034106N输出轴上联轴器型号选择弹性柱销联轴器，按TTca=1.12034106N、n40r/min，查标准GB/T5014-1985选用HL4型弹性套柱销联轴器，T=1.25106Nn4000r/min半联轴器长度LL112mm与轴配合毂孔长度L1L184mm半联轴器的孔径d2d255mm确定轴的最小直径dmin应满足dmind12=d2d1min取dmin55mm确定各轴段的尺寸III段轴头的长度L12为保证半联轴器轴向定位的可靠性，L12应略小于L1取L1282mmIIIII段轴身的直径d23II处轴肩高h=0.070.1d=3.855.5mm ，但因该轴肩几乎不承受轴向力，故取h3.5mm ，则d23（55+3.52）mmd23=62mm确定d34、d78，选择滚动轴承型号取d34d7865mmd23，查轴承样本，选用型号为7213C的角接触球轴承，其内径d=65mm ，外径D=120mm ，宽度B=23mmd34d7865mm选7213C角接触球轴承IIIIV段轴颈长度L34取L34B23mmIVV段轴身的直径d45查轴承样本，轴承的安装高度为74mmd4570mmVIVII段轴身的长度L67L67略小于轴毂4宽，b4105mm，取L67100mmVVI段轴身的直径d56h0.070.1d5.187.4mm取h6mmd56=82mmVVI段轴身的长度L56L561.4h=8.4mm取L5612mmVIVII段轴身直径d67查轴承样本，轴承的安装高度为74mm取d6772mmIVV段轴身的长度L45参见图L45b2+C+a+s-L5640+10+16+8-12=62mmL4562mmVIIVIII段轴身的长度L78参见图L78=B+S+a+b4-L6723+8+16+5=52mmL78=52mmIIIII段轴身的长度L23参见图，轴承端盖的总厚度为20mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l20mm，L23l+20=40mmL2340mmIII轴的校核计算1求轴上载荷1） 计算齿轮受力如图齿轮4的分度圆直径d4=mn34z4/cos2.5172/cos1530446.23mmd4=446.23mm圆周力 Ft=2T3/d4=28.618105/446.23NFt=3863N径向力 Fr=Fttann/cos34=3863tan20/cos1530NFr=1459N轴向力 Fa=Fttan34=3863tan1530NFa=1071N Fa对轴心产生的弯矩 Ma=Fad4/2=1071446.23/2NMa=238956 N求支反力,参见图轴承的支点位置 参见图，由7213C角接触球轴承查手册a24.2mm齿宽中点距左支点距离 L2=100/2+12+85+23-24.2mmL2=145.8mm齿宽中点距右支点的距离 L3=100/2+56.5-24.2mmL2=82.3mm左支点水平面的支反力 MD0 ，FNH1L3Ft/L2+L382.33863/145.8+82.3NFNH11394N右支点水平面的支反力 MB0 ，FNH2L2Ft/L2+L3145.83863/145.8+82.3NFNH22469N左支点垂直面的支反力FNV1=L3Fr+Ma/L2+L3=82.31459+238956/145.8+82.3NFNV1=1574N右支点垂直面的支反力FNV2=L2Fr-Ma/L2+L3=145.81459-238956/145.8+82.3NFNV2=-115N左支点的轴向支反力FNV1=FaFNV1=1071N2绘制弯矩图和扭矩图 参见下图截面C处水平面弯矩MH=FNH1L2=1394145.8NmmMH=203245 Nmm截面C处垂直面弯矩MV1=FNV1L2=1574145.8NmmMV2=FNV2L3=-11582.3NmmMV1=229489 NmmMV2=-9465 Nmm截面C处合成弯矩M1=MH2+MV12=2032452+2294892 NmmM2=MH2+MV22=2032452+94652 NmmM1=306551 NmmM2=203465 Nmm4 弯扭合成强度校核通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面的强度危险截面C截面C处计算弯矩考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环应变力，取=0.6 ，Mca=M12+T32=3065512+0.68.6181052Mca=601120 Nmm截面C处计算应力ca=McaW查手册有一个键槽的轴的W公式为W=d332-btd-t22d此处d72mm,bh=2012 ,t=h2=6求得W=33014ca=McaW=6011203301418.2MPaca=18.2MPa强度校核45钢调质处理，由表11.2查得-160 MPaca1.230齿轮端面与箱内壁的距离16箱盖、箱座的肋厚取 10轴承座外径+（55.5）104（1轴）120（2轴）174（3轴）轴承旁联接螺栓的距离82（1轴）100（2轴）145（3轴）附件的结构设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8螺栓紧固,螺栓孔孔径,孔数n=6，孔盖厚度为,材料为Q235B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。在本次设计中，可选为，封油圈材料为耐油橡胶，油塞材料为Q235C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。选用带螺纹的游标尺，可选为M12D 通气器：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. 可选为M42X1.5E 起盖螺钉：起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.润滑方式选择（1）齿轮润滑方式齿轮，应采用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑。齿轮润滑选用150号机械油（GB 4431989），最低最高油面距(大齿轮)1020mm，需油量为1.5L左右。 （2）轴承润滑方式轴承采用润滑