机械课程设计--二级展开式圆柱齿轮减速器.doc

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1、Southwest university of science and technology机械设计课程设计说明书设计题目: 二级展开式圆柱齿轮减速器 设 计 者: 林 乐 班 级: 机 械 1107 学 号: 20118902 指导老师: 岳 大 鑫 时 间: 2014年1 月 目 录第一章机械设计课程设计任务书3第二章传动装置的总体设计4第三章电动机的选择4第四章传动装置的运动和动力参数计算6第五章高速级齿轮传动计算7第六章低速级齿轮传动计算9第七章齿轮传动参数表13第八章确定减速器箱体的主要结构尺寸14第九章轴的结构设计15第十章滚动轴承的选择与计算23第十一章联轴器的选择与校核29第十

2、二章键联接选择及校核30第十三章减速器附件的选择32第十四章润滑与密封33第十五章参考资料33第一章机械设计课程设计任务书学生班级：机械1107 学生姓名：林 乐学 号：20118902 设计名称：二级展开式圆柱齿轮减速器起止日期：2013.11-2014.1.14 指导老师：岳大鑫设计要求及基础资料：1、 运动简图2、 已知条件：1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2）寿命要求：检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；使用折旧期：8年；3）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；4） 工作要求：运输带允许速度误差：5%；5

3、）制造条件及生产批量： 一般机械厂制造，小批量生产。原始数据：根据老师布置的题目，本次设计选用C10传动的方案，具体数据如下：参数数据运输带工作拉力F/N4800运输带工作速度v/（m/s)1.25卷筒直径D/（mm)500每日工作时数（h）16使用期限（年）83、设计工作量：（1） 减速器装配图1张（A0或A1)；（2） 零件工作图2张；（3） 设计说明书1份。（4） 磁盘一张(内装设计文件、)交稿形式：手写稿 打印稿 磁盘 软件 图纸 其他第二章传动装置的总体设计根据老师安排选择展开式二级圆柱齿轮减速器，用斜齿轮。其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮

4、布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。总体布置简图如下：图2.1第三章电动机的选择选择电动机： 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结构，电压380V，Y型。1.选择电动机的容量：计算项目 计算说明计算结果3.1、工作机需要的输入功率工作机需要的输入功率的计算公式： 1）由已知有运输带工作拉力 : 运输带工作速度 : 2）运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑，则工作机效率由1）2）得：计算项目 计算说明计算

5、结果3.2总效率的计算由电动机到运输带的传动总功率为: 带传动效率：0.96每对轴承的传动效率：0.99圆柱齿轮的传动效率：0.96联轴器的传动效率：0.99则：3.3工作机实际需要的电动机输出功率计算3.4工作机的转速及电动机转速的可选范围的确定工作机转速：查机械设计课程设计指导书P7表1得：取二级圆柱齿轮减速器的传动比为故电动机转速可选范围为依据工作及实际需要的电动机输出功率和电动机转速的可选范围，查机械设计课程设计手册P167中表12-1得：选定电动机型号为，额定功率，满载转速，轴身尺寸：电动机输出端直径，输出端长度,中心高H = 160 mm,电机长L = 645 mm 电动机型号为第

6、四章传动装置的运动和动力参数计算计算项目 计算说明计算结果4.1计算总传动比和分配各级传动比1)总传动比的计算公式： 2)分配各级传动比两级传动比查机械设计 课程设计指导书中P17图12得：展开式二级圆柱齿轮减速器，4.2计算传动装置运动的动力参数1）各轴转速 2）各轴功率3） 各轴转矩 第五章高速级齿轮传动计算计算项目计算说明计算结果5.1按齿根弯曲强度设计 (1)确定计算参数:1）载荷系数2)螺旋角影响系数（可取范围Y=0.850.92，角大时取小值）3）计算当量齿数4）查取齿形系数查机械设计P137中表6.4得：取.5）查取应力校正系数 6）小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度

7、极限7）弯曲疲劳寿命系数,8)计算弯曲疲劳许用应力查机械设计P140中表6.5得：（接触疲劳强度的最小安全系数取值：1.01.6）9）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，由齿面接触疲劳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，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来计算应有的齿数。于是由取则,取（3）几何尺寸的计算:1）计算中心距a2)修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等值不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后取，, 第六章低速级齿轮传动计算计算项目计算说明计算结果低速级齿轮传动设计

8、6.1选齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）低速级的圆柱齿轮传动为直齿圆柱齿轮传动（2）选与高速级齿轮传动精度一致，故选用7级精度（GB10095-88）（3）材料选择。由于同一减速器各级小齿轮（大齿轮）的材料，在没有特殊情况下应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求；另外在齿轮工作过程中，小齿轮的轮齿接触次数比大齿轮多，为了使大小齿轮寿命接近，通常取小齿轮的硬度值比大齿轮的高20-40HBS。即选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火），硬度为480HBS，大齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为450HBS，二者材料硬度差为30HBS。（4）选小齿轮齿数,大齿轮齿数,取直齿圆柱齿轮传动7级精度40

9、Cr（表面淬火）45钢（表面淬火）6.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）确定载荷系数K： 查机械设计P133中表6.2得：（原动机均匀工作，工作机轻微冲击）由于斜齿轮为7级精度，速度较高，选用（斜齿轮可选值）由于斜齿轮为7级精度，速度较高，选用（斜齿轮可选值）由于齿轮非对称布置，切两轮之一为软齿面，选用 （可选）2）小齿轮传递的转矩3）两支承相对于小齿轮做不对称布置，齿宽系数4）材料的弹性影响系数 节点区域系数：查机械设计中P135图6.12得：取 重合度系数: （重合度系数）5）齿数比6按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度

10、极限7）计算应力循环次数N（齿轮工作寿命为8年，设每天工作300天） 8）选取接触疲劳寿命系数9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，查机械设计P140中表6.5得：（接触疲劳强度的最小安全系数取值：1.01.6） 取小者，即（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径2)计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高之比模数齿高6.3按齿根弯曲强度设计6.4几何尺寸的计算 由弯曲强度的计算公式有 : (1)确定公式内的各计算数值1）小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）查机械设计中P139图6.67得:取弯曲疲劳寿命系数,3）计算弯曲疲劳许用应力查机械设计P140中表6.5得： 取弯曲

11、疲劳安全系数（疲劳强度的取值：1.43.0）4）计算载荷系数5）查取齿形系数查机械设计P137中表6.4得：6）查取应力校正系数由表查得，7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大取（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.894mm，并就近圆整，取，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 ，算出小齿轮的齿数大齿轮的齿数 ,取 （1）计算大、小齿轮

12、的分度 （2）计算中心距a（3）计算齿轮宽度圆整后取，, 第七章齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm178.554225传动比i5.63.68模数mmm2.753螺旋角1401”0压力角2020齿数Z1910732118分度圆直径dmm53.85303.25796354齿顶圆直径hmm59.35308.759102360齿根圆直径dfmm46.97296.38488.5346.5齿宽bmm605510095旋向左旋右旋材料40Cr45钢40Cr45钢热处理状态表面淬火表面淬火表面淬火表面淬火齿面硬度HBS480450480450第八章确定减速器箱体的主要结

13、构尺寸名称符号尺寸关系式结果/mm 箱座壁厚0.025a+389箱盖壁厚0.02a+388箱盖凸缘厚度1.512箱座凸缘厚度1.513.5箱底座凸缘厚度2.522.5地脚螺栓直径0.036a+12M16地脚螺栓数目a250时，4轴承旁连接螺栓直径0.75M12盖与座连接螺栓直径（0.50.6）M10连接螺栓的间距150200160轴承端盖连接螺钉直径（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径（0.30.4）M6定位销直径（0.70.8）M8至外箱壁距离=2222至外箱壁距离=1818至外箱壁距离=1616至凸缘边缘距离=2020至凸缘边缘距离=1616至凸缘边缘距离=1414轴承旁凸台半径16凸台高度

14、外箱壁至轴承座端面距离46大齿轮顶圆与内箱壁距离20齿轮端面与内箱壁距离12箱体内壁至轴承端面的距离轴承采用脂润滑10箱盖肋厚7箱座肋厚8轴承端盖外径D+(55.5) 轴承端盖厚度e10轴承旁连接螺柱距离齿轮端面间距离10第九章轴的结构设计计算项目 计算说明计算结果9.1高速轴的设计9.2中间轴的结构设计1）初估轴径 由于高速轴齿轮与轴做成一体，所以轴的材料采用与齿轮同种材料40Cr调质， 取= ，由于后面选用的联轴器(选用弹性注销联轴器，查至机械设计课程设计手册中P103表8-7)可知轴长。2）其余尺寸的确定轴径的第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，还要考虑毡圈的尺寸，且与轴承配合的轴径应为

15、5的倍数，根据后面所选的轴承尺寸，所以，考虑轴承端盖的装拆与尺寸，以及轴承座的宽度，将轴长选为。轴径的第二次放大是为了轴承轴向定位， ，考虑轴承采用脂润滑，需安装挡油环，将轴长选为。考虑到挡油环的定位，轴长由草图的绘制可得出。由于齿轮与轴做成一体，故。，由于高速级初估轴径放大过多，可不必进行弯扭合成强度计算。1)初估轴径中间轴的材料采用45钢调质，由于第一段轴径是安装轴承，尺寸可选用与高速轴轴承轴径一致的大小，所以，轴长为。2）其余各轴尺寸的确定考虑齿轮3的装拆以及挡油环的轴向定位，。两相对运动的物体之间设置一轴环，保证齿轮定位，。齿轮2的安装轴径为，=，。 9.3中间轴的弯扭强度校核计算1)

16、受力长度分析由于中间轴使用的是圆锥滚子轴承30209，查手册表6-7有，故轴承的实际受力点在距轴端16.85mm的轴上，则2）绘制轴的受力图（图9.3a）3）齿轮受力分析齿轮2:齿轮3：4)计算支反力水平面（XZ）支反力（图9.3-b）绕支点B的力矩和,得FNH1FNV1Ft3Fr3Fr2Ft2Fa2FNV2FNH2ABDC图9.3-aAFNH1CFr3DFr2Fa2BFNH264.6567.550.15图9.3-b同理有，得校核：垂直面（XY）支反力（图9.3-c）绕支点B的力矩和,得 同理有，得校核：FNV1ACFt3DFt2BFNV265.1567.550.15图9.3-c5)转矩，绘弯

17、矩图水平面内的弯矩图（图9.3-d）图9.3-dMCZMDZ左MDZ右C处弯矩：D处弯矩:垂直面内的弯矩图（图9.3-e）MCYMDY图9.3-eC处弯矩：D处弯矩:6)合成弯矩（图5.3-f）C处：D处：MD左MCMD右图5.3-f6)计算扭矩在机械设计上P232查得应力校正系数则7）弯扭合成强度校核由上述分析可知C截面为危险截面，对其进行弯扭合成强度计算。前已经确定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得。因此，故安全。 故安全9.4低速轴的结构设计9.5低速轴的弯扭强度校核计算轴的材料采用 45钢调质， 取，比后面选用的联轴器短2，可知轴长。2）其余尺寸的确定轴径的第一次放大是为

18、了轴上零件的轴向定位，还要考虑毡圈的尺寸，所以，考虑轴承端盖的装拆与尺寸，将轴长选为。轴径的第二次放大是为了齿轮装拆的方便， ，将轴长选为。考虑到齿轮的定位，轴环尺寸，轴长。由于考虑轴承的拆装，。安装轴承的轴径为，。BCAFr4FNH1FNV1FNH2FNV2图9.5-a1)受力长度分析由于低速轴使用的是深沟球轴承 ，故轴承的 受力点在装轴承轴端的中点处，且轴承宽为 ,则。2）绘制轴的受力图（图9.5a）3）齿轮受力分析齿轮4:4)计算支反力水平面（XZ）支反力（图5.5-b）122695BCAFNH2Fr4FNH1图9.5-b绕支点B的力矩和,得同理有，得校核：垂直面（XY）支反力（图9.5

19、-c）绕支点B的力矩和,得同理有，得校核：BCAFNV1Ft4FNV2图9.5-c5)转矩，绘弯矩图水平面内的弯矩图（图9.5-d）CAB图9.5-dC处弯矩：垂直面内的弯矩图（图9.5-e）BCA图9.5-eC处弯矩： 6)合成弯矩（图9.5-f）C处：BCA图5.5-f6)计算扭矩在课本上P373查得应力校正系数则7）弯扭合成强度校核由上述分析可知C截面为危险截面，对其进行弯扭合成强度计算。前已经确定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得。因此，故安全。 ，故安全第十章滚动轴承的选择与计算计算项目 计算说明 计算结果10.轴承的设计计算10.1高速轴轴承的设计计算10.1.1选择

20、轴承型号10.1.2轴承的润滑方式 结合轴径尺寸在手册表6-6选择角接触球轴承7206C，轴径，,基本基本额定动载荷,基本额定静载荷。 高速轴轴承的值：课本表13-10有角接触球轴承的，轴承采用脂润滑方式。所以高速轴轴承采用脂润滑的方式。角接触球轴承7009C脂润滑计算项目 计算说明计算结果10.1.3轴承的寿命计算1）预期寿命计算由于运输机是四年一次大修，所以轴承的预期寿命为2)轴受力长度分析由于高速轴使用的是角接触球轴承，查手册表6-6有，故轴承的支承位置在距轴端14.2mm的轴上，作为轴的支承跨距则3）绘制轴的受力图（图10.1.3a）FNV246.3128.8BCAFNH1FNV1FN

21、H2Ft1Fr1Fa1图10.1.3-a4）齿轮受力分析齿轮1:5) 计算支反力水平面（XZ）支反力（图10.1.3-b）Fa1BCAFNH2Fr1FNH1图10.1.3-b 计算项目 计算说明 计算结果10.2中间轴轴承的设计计算10.2.1选择轴承型号10.2.2轴承的润滑方式 10.2.3轴承的寿命计算10.3低速轴轴承的设计计算10.3.1选择轴承型号10.3.2轴承的润滑方式 10.3.3轴承的寿命计算绕支点B的力矩和,得同理有，得校核：垂直面（XY）支反力（图6.1.3-c）CAFNV2Ft1FNV1图6.1.3-cB绕支点B的力矩和,得同理有，得校核：6)轴承的径向载荷7)轴承的

22、轴向力对于70000C型的轴承，派生轴向力。由于轴承轴向力未知，故先取，因此可估算则由手册表6-6查得7206C轴承则，根据课本表13-5进行插值计算，有。再计算则，综合比较，两次计算的值相差不大，因此可以确定，8）求轴承当量动载荷和因为则在课本中表13-5利用线性插值计算的轴承1、2的径向载荷系数和轴向载荷系数为由于工作条件载荷较平稳，按课本表13-6有:则8）验算轴承寿命因为,则按轴承1的受力大小验算则，因此所选轴承满足寿命要求。结合轴径尺寸在手册表6-7选择圆锥滚子轴承32206，轴径。基本额定动载荷,基本额定静载荷。 由于圆锥滚子轴承的值：课本表13-10有圆锥滚子轴承的，轴承采用脂润

23、滑方式。所以中间轴的润滑方式采用脂润滑的方式。1）预期寿命计算由于运输机是四年一次大修，所以轴承的预期寿命为2)由轴的受力分析计算轴承的径向载荷3)轴承的轴向力对于32206型的轴承，派生轴向力。查手册表6-7有。则派生轴向力轴承面对面安装，则Fd2Fd1Fae4)轴承当量动载荷，则在课本中表13-5利用线性插值计算的轴承1、2的径向载荷系数和轴向载荷系数为由于工作条件载荷较平稳，按课本表13-6有:则8）验算轴承寿命因为,则按轴承2的受力大小验算则，因此所选轴承满足寿命要求。结合轴径尺寸在手册表6-1选择深沟球轴承6210，轴径。基本额定动载荷,基本额定静载荷。 由于深沟球轴承的值：课本表1

24、3-10有深沟球轴承的，轴承采用脂润滑方式。所以低速轴的润滑方式采用脂润滑的方式。1）预期寿命计算由于运输机是四年一次大修，所以轴承的预期寿命为2）由轴的受力计算轴承的径向载荷3）当量动载荷的计算由于深沟球轴承为纯径向载荷轴承，故,4）验算轴承寿命因为,则按轴承1的受力大小验算则，因此所选轴承满足寿命要求。 轴承满足寿命要求圆锥滚子轴承30209脂润滑 轴承满足寿命要求深沟球轴承6014脂润滑轴承满足寿命要求第十一章联轴器的选择与校核计算项目 计算说明 计算结果11.联轴器的选用11.1高速轴联轴器的选用 11.2低速轴联轴器的选用1)选择联轴器类型总效率的计算中已经选用弹性联轴器，故可选用弹

25、性联轴器中的弹性柱销联轴器2)计算转矩由课本表14-1工作情况系数则3）选择联轴器型号查手册表8-7，选择LX2型弹性柱销联轴器。由于电动机输出端直径为28mm,高速轴的最小轴径是20mm。即选用LX2联轴器1)选择联轴器类型总效率的计算中已经选用齿式联轴器 2)计算转矩由课本表14-1工作情况系数则3）选择联轴器型号查手册表8-3,低速轴的最小轴径是40mm。选用GICL2联轴器LX2联轴器GICL2联轴器第十二章键联接选择及校核计算项目 计算说明 计算结果12轴上键的设计12.1高速轴轴上键的设计 12.2中间轴轴上键的设计 12.3低速轴轴上键的设计高速轴与联轴器的键连接选用及计算由前面

26、的设计已知本处的轴径为，由机械设计课程设计手册中P56表4-1有选择：GB/T1096 键键的接触长度：键的接触高度：键的联接强度：由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：则，此键联接的强度足够。1)中间轴与齿轮2的键连接选用及计算由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键键的接触长度：键的接触高度：键的联接强度：由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：2）中间轴与齿轮3的键连接选用及计算由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键键的接触长度：键的接触高度：键的联接强度：由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用

27、压力：1)低速轴与齿轮4的键连接选用及计算由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键键的接触长度：键的接触高度：键的联接强度：由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：2）低速轴与联轴器的键连接选用及计算由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键键的接触长度：键的接触高度：键的联接强度：由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：GB/T1096 键 键联接的强度足够GB/T1096 键键联接的强度足够GB/T1096 键键联接的强度足够GB/T1096 键 键联接的强度足够GB/T1096 键键联接的强度足够第十三章减

28、速器附件的选择为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖12080为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M321.25减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴

29、伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M635为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M12检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型 油塞M181.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M1018为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，