机械设计专业课程设计计算说明指导书二级展开式圆柱斜齿轮减速器.doc

机械设计课程设计计算阐明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 专业 班设计者 指引教师 12月26日西安西安交通大学都市学院目 录一、设计任务书-（2）二、传动方案拟定-（2）三、电动机选取和计算-（3）四、整个传动系统运动和动力参数选取与计算-（4）五、联轴器选取- -（5）六、轴设计计算-（6）七、铸铁箱体构造尺寸-（14）八、轴设计-（15）九、轴校核- -（17）十、轴承校核-（21）十一、键选取与校核-（23）十二、减速器附件设计-（23）十三、润滑与密封-（30）十四、设计小结-(26)十五、参照资料-（26）设 计 计 算 内 容计算成果一、设计任务书1规定：持续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用年限8年，小批量生产，单班制工作，输送带速度容许误差。2已知：带圆周力F=1900N，带速度V=2.45m/s,卷筒直径D=360mm。3设计任务：减速器装配图一张； 零件工作图2张； 零件阐明书1份。二、传动方案拟定传动方案如下图1所示：三 电动机选取1.电动机类型和构造形式选取 经综合分析，选用Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机具备高效节能、噪声小、振动小、运营安全可靠特点。 Y系列电动机，额定电压为380V，额定频率为50HZ.。 本设计中电动机采用封闭式构造。2.电动机容量选取 工作机所需功率 传动装置总效率 所需电机输出 滚筒转速 综合考虑，选Y132M2-6，Ped=5.5kW nm=960r/min四、 整个传动系统运动和动力参数选取与计算1. 传动装置所规定总传动比为： 同步 i1高速级传动比 由 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似取1.4 高速级传动比 低速级传动比 2. 传动装置运动和动力参数（1）.各轴转速： 轴： 轴： 轴：(2).各轴输入功率（kw） 轴： 轴： 轴: 滚筒： （3）各轴输入扭矩计算（Nm） 电动机轴输出转矩为： 故，轴： 轴： 轴： 滚筒： 将各轴运动和动力参数列于表1。 表1 各轴运动和动力参数轴 号功 率转 矩T/(N.m)转 速传动比效率电动机轴5.41953.90896010.99轴5.36553.3699603.09840.96轴5.152158.609309.3872.38340.96轴4.947363.021129.99810.96卷筒轴4.751348.609129.998 五.联轴器选取 最小轴径 轴： II 轴： 轴： 电动机轴径 d=38mm轴：积极 J1型轴孔 C型键槽 d=38mm L1=82mm 从动 J1型轴孔 C型键槽 d=32mm L1=82mm TL6型联轴器 GB/T 4323-84六轴设计计算1.高速级齿轮传动设计1).齿轮材料，热解决 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS，取小齿轮齿数=27高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS，大齿轮齿数 取Z=85. 误差不大于5% 2)初步设计齿轮传动重要尺寸(1).拟定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮Flim =220MPa 小齿轮Flim =250MPa .寿命次数 应力循环次数 YN1=0.88 YN2=0.93 .实验齿轮应力修正系数 YST=2.最小安全系数 按普通可靠度 SFmin=1.25.许用弯曲应力 (2).拟定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮Hlim =580MPa 小齿轮Hlim =550MPa .寿命系数 应力循环次数 ZN1=0.9 ZN2=0.92.最小安全系数 按普通可靠度 SHmin=1.许用接触应力 H2H1，取H=H2=506MPa (3).按齿面接触强度拟定中心距载荷系数 设齿轮按8级精度制造 电机驱动，轻微振动 取K=1.2齿宽系数 按非对称布置软齿面取 .弹性系数 ZE=189.84. 节点区域系数 初设螺旋角 ZH=2.465.重叠度系数 端面重叠度 轴向重叠度 6. 螺旋角系数 7. 设计中心距 取mn=2，重求中心距圆整中心距，取a=115mm调节 (4).拟定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=27 z2=85 2.模数 mn=2mm 3.实际齿数比 4.拟定分度圆直径 5.拟定齿宽 取b=b2=55mm b1=b2+5=60mm (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 YFa1=2.586 YSa1=1.597 YFa2=2.174 YSa2=1.796 3.重叠度系数Y 重新计算端面重叠度 4.螺旋角系数 由及1，取Y=0.83 5.校核弯曲强度 = (6).设计成果 齿轮参数及几何尺寸 模数mn=2mm 齿数z1=27 z2=85 齿宽 b2=55mm b1=60mm 分度圆直径 d1=55.446 mm d2=178.661 mm 中心距 a=115 mm 螺旋角=13.116 齿轮精度 8级 齿轮材料 小齿轮 45钢，调质，230-250HBS 大齿轮 45钢，正火，190-210HBS1.低速级齿轮传动设计1).齿轮材料，热解决 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS，取小齿轮齿数=39高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS，大齿轮齿数 取Z=101. 误差不大于5% 2)初步设计齿轮传动重要尺寸(1).拟定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮Flim =220MPa 小齿轮Flim =250MPa .寿命次数 应力循环次数 YN2=0.93 YN2=0.99 .实验齿轮应力修正系数 YST=2.最小安全系数 按普通可靠度 SFmin=1.25.许用弯曲应力 (2).拟定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮Hlim =550MPa 小齿轮Hlim =580MPa .寿命系数 应力循环次数 ZN2=0.92 ZN3=0.98.最小安全系数 按普通可靠度 SHmin=1.许用接触应力 H2H3，取H=H2=533.6MPa (3).按齿面接触强度拟定中心距载荷系数 设齿轮按8级精度制造 电机驱动，轻微振动 取K=1.2齿宽系数 按对称布置软齿面取 .弹性系数 ZE=189.85. 节点区域系数 初设螺旋角 ZH=2.465.重叠度系数 端面重叠度 轴向重叠度 8. 螺旋角系数 9. 设计中心距 取mn=2，重求中心距圆整中心距，取a=135mm调节 (4).拟定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=39 z2=92 2.模数 mn=2mm 3.实际齿数比 4.拟定分度圆直径 5.拟定齿宽 取b=b2=80mm b1=b2+5=85mm (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 YFa1=2.37 YSa1=1.675 YFa2=2.18 YSa2=1.79 3.重叠度系数Y 重新计算端面重叠度 4.螺旋角系数 由及1，取Y=0.84 5.校核弯曲强度 = (6).设计成果 齿轮参数及几何尺寸 模数mn=2mm 齿数z1=39 z2=92 齿宽 b2=80mm b1=85mm 分度圆直径 d1=80.385 mm d2=189.618mm 中心距 a=135 mm 螺旋角=13.116 齿轮精度 8级 齿轮材料 小齿轮 45钢，调质，230-250HBS 大齿轮 45钢，正火，190-210HBS 七. 铸铁箱体构造尺寸箱座壁厚： =0.025a+3=7mm 取=10mm箱盖壁厚： 1=0.8=8mm 箱座凸缘厚度 b=1.5=15mm箱盖凸缘厚度 b1=1.51=15mm箱底座凸缘厚度：b2=2.5=25mm地脚螺栓直径：df=0.036a+12=16.86mm 取M20 df=18.376mm地脚螺栓数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75df=13.32mm 取M16 d1=14.761mm箱盖与箱座连接螺栓直径：d2=0.5df=8.34mm 取M10 d2=8.376mm轴承端盖螺钉直径：d3=0.4df=6.744mm 取 M8视孔盖螺钉直径：d4=0.4df=6.744mm 取M8定位销直径：d=0.8d2=83.35mm 取4df、d1、d2至外箱壁距离 df c1=26mm c2=24mmdf、d2至凸缘边沿距离 d1 c1=30mm c2=20mm d2 c1=16mm c2=14mm轴承旁凸台半径 R1=c2=20mm凸台高度 h=58mm外箱壁至轴承座距离 l1=c1+c2+50mm大齿轮顶圆与内机避距离 1=20mm齿轮端面与内机壁距离 2=10mm箱盖肋厚m1=0.851=6.8mm 取7mm箱座肋厚m=0.85=10.2mm 取10mm轴承端盖外径 凸缘式端盖 轴:D2=D+5d3=113.37mm 取 115mm 轴:D2=D+5d3=123.37mm 取 125mm 轴:D2=D+5d3=153.37mm 取 155mm轴承旁联接螺栓距离 轴：s=D2=115mm 轴：s=D2=125mm 轴：s=D2=155mm八 轴设计轴构造设计：1、高速轴构造设计（1）各轴段直径拟定： ：最小直径，安装联轴器外伸段，= ：密封处轴段，依照联轴器轴向定位规定，以及密封圈原则（拟采用毡圈密封），=38mm ：滚动轴承处轴段，=40 mm ，滚动轴承选取7208C，其尺寸为 ：轴肩，=47 mm 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴构造。因此轴和齿轮材料和热解决方式需同样，均为45钢调质解决。 ：轴肩，=47 mm ：滚动轴承处轴段，=40 mm.（2）各轴段长度拟定： ：由联轴器毂孔宽拟定，=80 ：由箱体构造，轴承端盖，装配关系等拟定，=83 ：由滚动轴承装配关系等拟定，=18 ：由装配关系，箱体构造等拟定，=14 ：由高速级齿轮宽度B1=55拟定，=55 ：取为=117 ：由滚动轴承装配关系等拟定，=182、中间轴构造设计（1） 各轴段直径拟定： ：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承 选用7408C，其尺寸为 ：轴环，依照齿轮轴承等轴向定位规定，=45 ：高速级大齿轮轴段，=52 ：轴肩，=60 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴构造。 因此轴和齿轮材料和热解决方式需同样，均为45钢调质解决。 轴肩，=60 ：滚动轴承处轴段，=40 mm （2）各轴段长度拟定： ：由滚动轴承装配关系等拟定，=21 ：轴肩宽度，=12 ：由高速级大齿轮宽度B1=62.4拟定，=63. ：轴肩宽度，=14 ：由低速级小齿轮毂孔宽度拟定，=85 ：轴肩宽度，=30 ：由滚动轴承装配关系等拟定3、低速轴构造设计（1）各轴段直径拟定： ：滚动轴承处轴段，=55 mm，滚动轴承选用7311C，尺寸为 ：过渡轴段=66 mm ：轴肩，依照齿轮轴向定位规定，=72 mm ：低速级大齿轮轴段，=66mm ：轴环，依照齿轮和轴承轴向定位规定=60mm ：滚动轴承处轴段=55mm ：密封处轴段，依照联轴器轴向定位规定，以及密封圈 原则（拟采用毡圈密封），=54 mm ：最小直径，安装联轴器外伸段，（2）各轴段长度拟定： ：由滚动轴承装配关系等拟定，=30 ：过渡轴段，=80.5 ：轴肩，=10 ：由低速级大齿轮宽度，=94 ：轴环，=9.5 ：滚动轴承处轴段，=28 ：密封处轴段，取=61 ：安装联轴器外伸段 九、轴校核中间轴校核 齿轮对轴力作用点按简化原则应在齿轮宽度中点，因而可以决定轴上两齿轮力作用点位置。支点跨距L=200mm，高速级大齿轮力作用点B到支点A距离L1=49.5mm，两齿轮力作用点之间距离L2=89.5mm，低速级小齿轮力作用点C到右支点D距离L3=61mm。 图2 轴力学模型及转矩、弯矩图 a) 力学模型图 b) V面力学模型图 c) V面弯矩图 d) H面力学模型图 e) H面弯矩图 f) 合成弯矩图 g) 转矩图 （1）计算轴上作用力： 高速级大齿轮：低速级大齿轮： （2）、绘制轴力学模型图2a。（3）.求垂直面支反力，见图2b。作垂直面弯矩图2c 由绕支点A力矩和，得： 方向向上 同理，由由绕支点D力矩和,得： 方向向上 MBV=FAVL1=-157608Nmm MDV=FDVL3=155000Nmm（4）.水平面支反力，见图2d。水平面弯矩图2e 由绕支点A力矩和，得： 方向向上 同理，由由绕支点D力矩和,得： 方向向上MBH=L1FAH=-16565.571NmmMCH=L3FDH=-26138.561Nmm(5）.合成弯矩图，见图2f。 B处： D处：（6）.转矩图，见图2g。 （7）.当量弯矩 比较MB、MC可知，当量弯矩最大处是C截面处 （8） 计算危险截面直径 查表得 不大于设计轴径 十、轴承校核轴滚动轴承校核1、滚动轴承选取。依照载荷及速度状况，拟选用角接触球轴承，由速轴构造设计，选用7308C，其基本参数查资受力分析如图3图31、 作用轴上外力及支反力。 2、 计算轴承当量动载荷 A、对的标出内部SA、SB方向 B、计算两轴承轴向载荷SA、SB 试选e=0.43 则由 C、水平方向（轴向）静力平衡 因 则 需有所得A值验证一下，比值与试取界限值e0时相应比值与否相等： 与相应误差较大 与试取已很接近 D、参照上次试算成果，重新取界限值e 轴承：重新取 则 再验证，与相应已很接近3、计算轴承当量动载荷P1、P2 轴承A XA=0.44 Y1=1.30 轴承D 查表17-5 XD=1 Y1=0 4、 由预期寿命求所需 ，即应按轴承2计算 十一键选取与校核低速轴上键：低速轴伸出段轴端处轴径d=48mm 轴毂长110mm 查表得b=14mm h=9mm L=100mm采用A型普通平键 45钢 查表得=100200MPa键工作长度l=L-b=86mm=37.533MPa100MPa键连接强度足够十二、减速器附件设计1、 窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表拟定尺寸如下AA1A2B1B2d4h170230200120906102、通气器选用简朴式通气器参照机械设计 课程设计表6-18，选用M121.25型通气器DD1sLlad11816.5141910A43、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定轴系部件轴向位置，现拟定尺寸如下：如下依次为低速轴，中间轴，高速轴轴承端盖轴承外径（D）螺栓直径（d3）螺栓数目（n）轴115mmM84轴125mmM86轴155mmM864、定位销为保证箱体轴承座镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一种圆锥定位销。定位销直径d=8mm。5、起箱螺钉为便于启动箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一种起盖螺钉M8，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。 6、油标 批示减速箱内油面高度，本处选用杆式油标，尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12416635128526227、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：dD0LlaDSD1d1HM141.5222212319.61716.151528、起吊装置 便于减速器搬运，选用吊环，尺寸如下RHd143214十三、润滑与密封由于该减速器是普通齿轮减速器，故采用油润滑。输入轴和输出轴外伸处，为防止润滑脂外漏及外界灰尘等导致轴承磨损或腐蚀，规定设立密封装置，因此采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按原则制成环形，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，然后用另一种零件压在毡圈油封上，以调节毛毡密封效果，它构造简朴，因此用毡圈密封。十四、设计小结 这次课程设计,对于培养咱们理论联系实际设计思想，训练综合运用机械设计和关于先修课程理论,培养解决工程实际问题能力，巩固、加深和扩展关于机械设计方面知识等方面起到了重要作用 ，并且设计必要抱有严谨态度，这种态度必要从每一种小细节做起，细节决定成败。 金无足赤，人无完人，设计亦无完美。不断积累经验才会让设计人更强大。十五、参照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Pw=4.849kWPd=7.0448kWn=130r/minY132M2-6Ped=5.5kW nm=960r/mini1=3.0984i=2.3834mn=2mmz1=27 z2=85b2=55mm b1=60mmd1=55.446 mmd2=178.661 mma=115 mm=13.116mn=2mmz1=39 z2=92b2=80mm b1=85mmd1=80.385mm d2=189.618mma=135 mm=13.116MBV=-157608Nmm MDV=155000NmmMBH=-16565.571NmmMCH=-26138.561Nmmb=14mm h=9mm L=100mm