机械设计课程设计作品——展开式二级斜齿轮减速器设计说明书.docx

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1、西安交通大学机械学院 精勤求学、敦笃励志、果毅力行、忠恕任事机械设计课程设计说明书学院:西安交通大学机械学院专业:机械设计制造班级:机设051学号:200501206姓名:李东旭教师:张望中2007年12月21日目录一、设计数据及要求21.工作机有效功率22.查各零件传动效率值23.电动机输出功率34.工作机转速35.选择电动机36.理论总传动比37.传动比分配38.各轴转速49.各轴输入功率:410.电机输出转矩:411.各轴的转矩412.误差5三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级5四、齿轮传动校核计算5(一)、高速级5(二)、低速级9五、初算轴径13六、校核轴及键的强度和轴承寿命:14(

2、一)、中间轴14(二)、输入轴20(三)、输出轴24七、选择联轴器28八、润滑方式28九、减速器附件:29十一 、参考文献29一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量:大批; 机器工作环境:清洁;机器载荷特性:平稳; 机器的最短工作年限:五年二班;二、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器(弹性),轴承 ,齿轮 滚筒 故:3.电动机输出功率4.工作机转速电动机转速的可选范围: 取10005.选择电动机选电动机型号为Y132S6,同步转速1000r/min,满载转速960r/min,额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中

3、心高H外形尺寸底脚安装尺寸底脚螺栓直径 K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FCD1322161401238801086.理论总传动比7.传动比分配 故 , 8.各轴转速 9.各轴输入功率: 10.电机输出转矩:11.各轴的转矩 12.误差带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 P/Kw转矩 T/Nmm 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴2.94029246.875960199 轴2.910628954.4069604.26396 轴2.7950118949.432225.403.06696 轴2.6840348963.91173.46 轴2.6306345474.27273.461

4、98三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大,故小齿轮选用45#钢,表面淬火,齿面硬度为4055HRC,齿轮均为硬齿面,闭式。选用8级精度。四、齿轮传动校核计算(一)、高速级 1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得: 式中各参数为:(1)小齿轮传递的转矩:(2)初选=19, 则 式中: 大齿轮数; 高速级齿轮传动比。(3)由参考文献1 P144表8.6,选取齿宽系数。(4)初取螺旋角。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度: 由参考文献1 P140图8.21取重

5、合度系数=0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数(5)初取齿轮载荷系数=1.3。(6)齿形系数和应力修正系数:齿轮当量齿数为 ,由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数=2.79,=2.20 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数=1.56,=1.78(7)许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得: 由参考文献1 P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:和。 由参考文献1 P147表8.7,取安全系数=1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为: 式中:齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数; 齿轮工作时间。 由参考文献1 P147图8

6、.30查得弯曲强度寿命系数为: 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 计算传动尺寸(1)计算载荷系数 由参考文献1 P130表8.3查得使用 由参考文献1 P131图8.7查得动载系数; 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数; 由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数,则 (2)对进行修正,并圆整为标准模数 由参考文献1 P124按表8.1,圆整为 (3)计算传动尺寸。中心距 圆整为105mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 , 式中: 小齿轮齿厚; 大齿轮齿厚。3校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式

7、中各参数:(1)齿数比。 (2)由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 (3)由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 (4)由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 (5)由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 (5)由参考文献1 P145公式8.26计算许用接触应力 式中: 接触疲劳极限,由参考文献1 P146图8.28()分别查得, ; 寿命系数,由参考文献1 P147图8.29查得 ,; 安全系数,由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。(二)、低速级1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参

8、数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得: 式中各参数为:(1)小齿轮传递的转矩:(2)初选=23, 则 式中: 大齿轮数; 低速级齿轮传动比。(3)由参考文献1 P144表8.6,选取齿宽系数(4)初取螺旋角。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度: 由参考文献1 P140图8.21取重合度系数=0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数(5)初取齿轮载荷系数=1.3。(6)齿形系数和应力修正系数:齿轮当量齿数为 ,由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数=2.65,=2.28 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数=1.57,=1.76(7)许用

9、弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得: 由参考文献1 P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:和。 由参考文献1 P147表8.7,取安全系数=1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为: 式中:齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数; 齿轮工作时间。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为: 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸(1)计算载荷系数 由参考文献1 P130表8.3查得使用 由参考文献1 P131图8.7查得动载系数; 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数; 由参考文献1 P133表8.4

10、查得齿间载荷分配系数,则 (2)对进行修正,并圆整为标准模数 由参考文献1 P124按表8.1,圆整为 (3)计算传动尺寸。中心距 圆整为145mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 , 式中: 小齿轮齿厚; 大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式中各参数: (1)齿数比。 (2)由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 (3)由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 (4)由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 (5)由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 (5)由参考文献1 P145公式8.26

11、计算许用接触应力 式中: 接触疲劳极限,由参考文献1 P146图8.28()分别查得, ; 寿命系数,由参考文献1 P147图8.29查得 ,; 安全系数,由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献1P193公式10.2可得:齿轮轴的最小直径:。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取。中间轴的最小直径:。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求,最后取输出轴的最小直径:。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取。式中:由许用扭转应力确定的系数,由参考文献1P193表10.2,取六、校核轴及键的强度和轴承寿命:(一)、中间轴1.齿轮2

12、(高速级从动轮)的受力计算:由参考文献1P140公式8.16可知 式中:齿轮所受的圆周力,N; 齿轮所受的径向力,N; 齿轮所受的轴向力,N; 2.齿轮3(低速级主动轮)的受力计算: 由参考文献1P140公式8.16可知 式中:齿轮所受的圆周力,N; 齿轮所受的径向力,N; 齿轮所受的轴向力,N;3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为: 4.轴向外部轴向力合力为:5.计算轴承支反力: 竖直方向,轴承1 轴承2 水平方向,轴承1 ,与所设方向相反。 轴承2,与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力: 轴承2的总支撑反力:6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧,竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧,竖直

13、方向 水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为故a-a剖面右侧为危险截面。7.计算应力 初定齿轮2的轴径为=38mm,轴毂长度为10mm,连接键由参考文献2P135表11.28选择=108,t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=40mm,连接键由P135表11.28选择=128,t=5mm,=32mm,毂槽深度=3.3mm。由,故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧(齿轮3处)危险,故:抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数对调质处理的45#钢,由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155M

14、Pa由表10.1注查得材料等效系数:轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得:键槽应力集中系数由附表10.4查得:(插值法)由参考文献1P201公式10.5,10.6得,安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8,显然SS,故危险截面是安全的9校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力由于键,轴,齿轮的材料都为45号钢,由参考文献1查得,显然键连接的强度足够!10.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN,基本额定静负荷=17.5KN 轴承1的内部

15、轴向力为: 轴承2的内部轴向力为: 故轴承1的轴向力,轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得:又取故取根据轴承的工作条件,查参考文献1P218219表11.9,11.10得温度系数,载荷系数,寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命,故轴承寿命满足要求(二)、输入轴1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得,齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等,方向相反。即:轴向力,径向力,圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为:3.计算轴承支撑反力 竖直方向,轴承1 轴承2 水平方向,轴承1 , 轴承2, 轴承1的总支撑反力: 轴承

16、2的总支撑反力:4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 由参考文献1P205附表10.1知:抗弯剖面模量抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6计算安全系数对调质处理的45#钢,由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数:轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得:由参考文献1P201公式10.5,10.6得,安全系数查P202

17、表10.5得许用安全系数S=1.51.8,显然SS,故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=87,t=4mm,=40mm。轴径为=25mm 联轴器处键连接的挤压应力由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献1查得,显然键连接的强度足够!8.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN,基本额定静负荷=12.8KN 轴承1的内部轴向力为: 轴承2的内部轴向力为: 由于 故轴承1的轴向力,轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得:又取故取根据轴承的工作条件,查参考文献1P218219

18、表11.9,11.10得温度系数,载荷系数,寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命,故轴承寿命满足要求(三)、输出轴1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得,齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等,方向相反。即:轴向力,径向力,圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为:3.计算轴承支撑反力 竖直方向,轴承1 轴承2 水平方向,轴承1 , 轴承2, 轴承1的总支撑反力: 轴承2的总支撑反力:4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计

19、算截面应力 初定齿轮4的轴径为=44mm,连接键由参考文献2P135表11.28选择=128,t=5mm,=28mm。 由参考文献1P205附表10.1知:抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6计算安全系数对调质处理的45#钢,由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数:轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得:键槽应力集中系数由附表10.4查得:(插值法)由参考文献1P201公式10.5,10.6得,安全系数查P202表10.5得

20、许用安全系数S=1.51.8,显然SS,故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=108,t=5mm,=70mm。轴径为=35mm联轴器处键连接的挤压应力齿轮选用双键连接,180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献1查得,显然键连接的强度足够!8.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN,基本额定静负荷=20.5KN 轴承1的内部轴向力为: 轴承2的内部轴向力为: 由于轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得:又取故取

21、根据轴承的工作条件,查参考文献1P218219表11.9,11.10得温度系数,载荷系数,寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命,故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径(d=38mm)的限制,故由参考文献2P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联,孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大,所选联轴器的额定转矩大,故选HL3型,孔径取35mm。八、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小,低于2m/s,故齿轮的润滑方式选用油润滑,轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大,故润滑油选用中负荷工业齿轮油(GB

22、59031986),牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY14131980)。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑,故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释,也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。九、减速器附件:1.窥视孔及窥视孔盖:由于受集体内壁间距的限制,窥视孔的大小选择为长90mm,宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm,宽90mm。盖板周围分布6个M616的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来,因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大,故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到

23、盖板的铸造加工工艺性,故选择带有凸台的铸铁盖板。2.通气器:为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大,导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏,使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中,故选用结构简单的通气螺塞即可,其规格为M221.5。3.放油孔及放油螺塞:为了能在换油时将油池中的污油排出,清理油池,应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果,选择放油螺塞规格为M201.5。考虑到其位于油池最底部,要求密封效果好,故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。4.油面指示器:为了能随时监测油池中的油面高度,以确定齿轮是否处于正常的润滑状态,故需设置油面指示

24、器。在本减速器中选用杆式油标尺,放置于机座侧壁,油标尺型号选择为M12。5.吊耳和吊钩:为了方便装拆与搬运,在机盖上设置吊耳,在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖,而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径,吊耳和吊钩的直径都取20mm。6定位销:本减速器机体为剖分式,为了保证轴承座孔的加工和装配精度,在机盖和机座用螺栓联接后,在镗孔之前,在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销,安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上,呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A635。7.起盖螺钉:在机盖与机座联接凸缘的结合面上,为了提高密封性能,常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧,不易分开。为了便于拆下机盖,在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M1022。其中螺纹长度为16mm,在端部有一个6mm长的圆柱。十一 、参考文献1 陈铁鸣主编机械设计第4版哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20062 王连明,宋宝玉主编机械设计课程设计第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20053 陈铁鸣, 王连明主编机械设计作业指导哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20034徐灏主编机械设计手册(第二版)北京:机械工业出版社,20045陈铁鸣主编新编机械设计课程设计图册北京:高等教育出版社,20036王知行,刘廷荣主编.机械原理.北京:高等教育出版社,200531

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