二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器 毕业论文.doc

机械设计课程设计设计计算说明书 设计： 吉林化工学院机电工程学院设计日期：2009.6.162009.7.5目 录设计任务书：3第一章 电动机的选择及运动参数的计算411 电动机的选择412 装置运动及动力参数计算5第二章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计62.1 高速轴上的大小齿轮传动设计62.2 低速轴上的大小齿轮传动设计11第三章 轴的设计各轴轴径计算153.1 轴的选择与结构设计1632 中间轴的校核19第四章 滚动轴承的选择及计算244.1 轴承的选择与结构设计2442 深沟球轴承的寿命校核25第五章 键联接的选择及计算2451 键的选择与结构设计285.2 键的校核28第六章 联轴器的选择及计算306.1 联轴器的选择和校核30第七章 润滑和密封方式的选择317.1 齿轮润滑3172 滚动轴承的润滑32第八章 箱体及设计的结构设计和选择33第九章 减速器的附件3491 窥视孔和视孔盖3492 通气器3493 轴承盖359.4 定位销3595 油面指示装置369.6 放油孔和螺塞369.7 起盖螺钉379.8 起吊装置37结束语38参考文献39机械课程设计任务书及传动方案的拟订一、设计任务书设计题目:二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器工作条件及生产条件: 该减速器用于带式运输机的传动装置。工作时有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，单班制工作。运输带允许速度差为±5%。减速器小批量生产，使用期限为5年（每年300天）。第19组减速器设计基础数据卷筒直径D/mm 300运输带速度v(m/s) 1.00运输带所需转矩 F(N) 2600二、传动方案的分析与拟定图1-1带式输送机传动方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。40一、 电动机的选择1.1电动机的选择1.1.1 电动机类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。1.1.2电动机功率的选择根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：=60000/3.14×300=63.694 r/min工作机所需要的有效功率为:=2600/1000=2.6 kW为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为0.99，为滚动轴承传动效率为0.99，为齿轮传动（8级）的效率为0.97， 为滚筒的效率为0.96。则传动装置的总效率为:0.851电动机所需的功率为:2.6/0.851= 3.055kW在机械传动中常用同步转速为1500r/min和1000r/min的两种电动机，根据电动机所需功率和同步转速，由2P148表16-1查得电动机技术数据及计算总传动比如表31所示。表11电动机技术数据及计算总传动比方 案型 号额定功率(kW)转速 (r/min)质量N参考价格(元)总传动比同步满载1Y112M-44.015001440470230.00125.652Y132M1-64.01000960730350.0083.77对以上两种方案进行相关计算，选择方案1较合适且方案1电动机质量最小，价格便宜。选用方案1电动机型号Y112M-4，根据2P149表16-2查得电动机的主要参数如表32所示。表12 Y112 M-4电动机主要参数型 号中心高Hmm轴伸mm总长LmmY112M-41.2装置运动及动力参数计算1.2.1传动装置总传动比和分配各级传动比根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为：1440/63.964=22.61 双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为：高速级的传动比为：=5.52低速级的传动比为：=/=22.61/5.52=4.101.2.2传动装置的运动和动力参数计算：a) 各轴的转速计算：= =1440r/min= /=1440/5.52=260.870r/min=/=260.870/4.10=63.694r/min=63.694r/minb) 各轴的输入功率计算：=3.0550.99=3.024kW=3.0240.970.99=2.904kW=2.9040.970.99=2.789kW=2.7890.99 ×0.99=2.733kWc) 各轴的输入转矩计算：=955095503.055/1440=20.26N·m=×=20.26×0.99=20.06 N·m=×××=20.06×5.52×0.99×0.97=106.34 N·m=×××=106.34×4.10×0.99×0.67=418.69 N·m=××=418.69×0.99×0.99=410.36N·m由以上数据得各轴运动及动力参数见表13。13 各轴运动及动力参数轴号转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/N.mm传动比11400.0003.02420.065.522260.8702.904106.344.10363.6942.789418.691.00463.6942.733410.36二、 传动零件的设计计算斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。2.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1) 选择齿轮材料及热处理方式：由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：根据1P102表8-1得：小齿轮选择45钢调质,HBS=217255；大齿轮选择45钢常化,HBS=162217；此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。2) 齿数的选择：现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选=23=×=5.5223=126.96取大齿轮齿数=127，则齿数比（即实际传动比）为=/=127/23=5.5217。与原要求仅差(5.1328-5.1304)/5.1304=0.05%，故可以满足要求。3) 选择螺旋角： 按经验 ，8°<<20°,现初选=13°4) 计算当量齿数，查齿形系数：z= z/cos=23/ cos13°=24.8631z= z/cos=127/ cos13°=137.30由1P111表8-8线性差值求得：5) 选择齿宽系数：由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考1表8-5，选择为0.71.0，现选 =0.86）选择载荷系数： 参考1P106表8-3，由齿轮承受中等冲击载荷，选载荷系数K为1.21.6。取K=1.3。7）计算I号齿轮轴上的扭矩TI :9550000×3.024/1440=20100 N·mm8) 计算几何参数：tan=tan/ cos=tg20°/ cos13°=0.374=20.5158°=sin= sincos= sin13°×cos20°=0.213=12.2103°=1.68=1/z1tg=1/3.141590.823tg13°=1.359) 按齿面接触疲劳强度设计：区域系数： 2.4414弹性影响系数: Z=189.8由1P109表8-6取安全系数S=1.0许用接触应力：小齿轮分度圆直径： 计算法面模数m m=cosd/z=cos13°36.513/23=1.53 mm 10) 按齿根弯曲疲劳强度设计：计算螺旋角系数Y,因1.35>1，按1计算得：Y1-110.892计算齿形系数与许用应力之比值：Y/=2.7002/148.9744=0.018Y/=2.1365/137.1795=0.016由于Y/较大，用小齿轮的参数Y/代入公式，计算齿轮所需的法面模数：=1.07811) 决定模数由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。所以对比两次求出的结果，按接触疲劳强度所需的模数较大，齿轮易于发生点蚀破坏，即应以mn1.53mm为准。根据标准模数表，暂定模数为：m=2.0mm12) 初算中心距：2.0(23+127)/2cos13°=154.004mm标准化后取 a=154mm13) 修正螺旋角 按标准中心距修正：14) 计算端面模数：15) 计算传动的其他尺寸： 16) 计算齿面上的载荷：17) 选择精度等级 齿轮的圆周转速：3.558 m/s对照1P107表8-4,因运输机为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级是合宜的。18）齿轮图：2.2低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算1) 选择齿轮材料及热处理方式：由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：根据1P102表8-1得：小齿轮选择45钢调质,HBS=217255；大齿轮选择45钢常化,HBS=162217；此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。2) 齿数的选择：现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选=25=4.1025=102.5取大齿轮齿数z=103，则齿数比（即实际传动比）为=z/z1=103/25=4.12。与原要求仅差(4.12-4.10)/4.10=0.487%，故可以满足要求。3) 选择螺旋角： 按经验 ，8°<<20°,现初选=12°4) 计算当量齿数，查齿形系数：z= 1 /cos=25/ cos12°=26.709z= /cos=103/ cos12°=110.043由1P111表8-8线性差值求得：5) 选择齿宽系数：由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考1表8-5，选择为0.71.15，现选=0.86）选择载荷系数： 参考1P106表8-3，由齿轮承受中等冲击载荷，选载荷系数K为1.21.6。取K=1.3。7）计算II号齿轮轴上的扭矩TII:106300 N·m8) 计算几何参数：tan=tan/ cos=tan20°/ cos12°=0.372=20.415°=sin= sincos= sin12°cos20° =0.195=11.27°= =1.68=1/z1tan=1/3.141590.825tan12°=1.359) 按齿面接触疲劳强度设计：区域系数： Z=2.449弹性影响系数: Z=189.8K450.000MPa S=1.0许用接触应力： 小齿轮分度圆直径：计算法面模数m:m=cosd/z=cos12°64.868/25=2.53mm10) 按齿根弯曲疲劳强度设计：计算螺旋角系数Y,因1.35>1，按1计算得：Y1-110.9083计算齿形系数与许用应力之比值：Y/=2.585/144.846=0.0178Y/=2.174/134.615=0.016由于Y/较大，用大齿轮的参数Y/代入公式计算齿轮所需的法面模数：=1.77711) 按接触强度决定模数值，取m=2.5mm12) 初算中心距：a=m(z1+ z)/2cos=2.5(25+103)/2cos12°=163.599 mm标准化后取 a=164mm13) 修正螺旋角：按标准中心距修正：14) 计算端面模数：15) 计算传动的其他尺寸：16) 计算齿面上的载荷：齿轮的主要参数高速级低速级齿数2312725103中心距154164法面模数2.02.5端面模数2.0532.563螺旋角法面压力角端面压力角齿宽b40385852齿根高系数标准值11齿顶高系数0.97240.9810齿顶系数标准值0.250.25当量齿数24.863131.3026.709110.043分度圆直径47.259260.73164.063263.938齿顶高2.02.5齿根高2.53.125齿全高4.55.625齿顶圆直径51.259264.73169.063268.938齿根圆直径42.259255.73157.750257.688三、 轴的结构设计和计算轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体轴系部件。3.1轴的结构设计3.1.1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢调质处理。按扭转强度法估算轴的直径,由1P207表122。高速轴：取A=116 mm中间轴：取=112=112=25.007mm低速轴：取=107=37.714mm3.1.2确定轴的结构与尺寸轴的选取及计算1 因为轴通过联轴器与电动机的轴径28mm，查联轴器标准，选联轴器为弹性柱销联轴器。标准型号HL2，与联轴器相联的轴径选取为25mm。2 零件的轴向定位需用定位轴间。H>0.07d。为了加工装配方便而设置非定位轴肩，一般为23mm。4. 与联轴器相联。5. 为扳手位置和端盖。6. 为轴承位置。7. 为低速齿轮的空间，以不发生干涉为主。8. 为齿轮轴。9. 为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。10. 为轴承位置。轴承的尺寸如图所示II轴的设计1 根据前述所算的最小的轴径为25.88mm。选轴承型号为 GB/T29793 7207C角接触球轴承。2. 按轴肩规格。设置轴的结构，及定位关系。为轴承安装空间，轴承为GB/T93 7207C型号 为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。 为齿轮轴。为低速齿和高速齿端面距离。 为低速齿安装处。 为套筒定位和安放轴承。轴承的具体尺寸如图所示 III输出轴的设计1根据算的轴径最小值 。选取d=55mm。2轴的结构及定位关系取法步骤同前。段为套筒定位和安放轴承。段为高速级齿轮和安装空间以不发生干涉为主。段为齿轮定位轴间。为高速齿轮的空间，以不发生干涉为主。为轴承位置。 段为扳手空间位置和轴承端盖。与联轴器相联。轴承的具体尺寸如图所示 3.3中间轴的校核：1) 中间轴的各参数如下：=106.34N·m =260.87r/min =2.904kW2) 中间轴上的各力：低速级小齿轮：Ft1=3319N Fr1=1235N Fa1=747N高速级大齿：Ft2=851N Fr2=318N Fa2=198N 3）绘制轴的计算简图（1）计算支反力剪力图：弯矩图：垂直面：剪力图：弯矩图：扭矩图：合弯矩图： 校核轴的强度：由上述可知，危险截面在C截面处。按第三强度理论求出弯矩M图，由公式M=M=155.275轴为45号钢，查表可知 = 60 Mpa由公式可得：所以中间轴满足强度要求。四、 滚动轴承的选择及计算轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。4.1轴承的选择与结构设计: 由于转速较高，轴向力又比较小，故选用深沟球轴承。下面以高速级轴为例初选轴承型号为6207，具体结构图如下。 4.2高速轴轴承的校核：， Fa/Fr=198/318=0.623e查表利用插值法得： e=0.204，则有>e 则有X=0.56，利用插值法：Y=2.16 由公式P=(X+Y)可得 P=1.2×（0.56318+2.16198）=726.912由公式h12000h 所以满足要求。即高速级选用6207型号的轴承4.3 中间轴轴承的校核:中间轴选择6208: ， 高速级大齿轮： 低速级小齿轮： 所以利用插值法得e=0.227 Fa/Fr=549/917=0.59>e所以选用X=0.56，Y=1.93由公式得：P=(X+Y) =1.2(0.56917+1.93549)=1887.708N由公式h12000h 所以满足要求。即中间轴选用6208型号的轴承4.4低速轴轴承的校核：初选低速级选用7209AC型号的轴承正装 ， 求得：=1768N R=2506N Fa=Fa-Fa=747-198=549NS=0.68R=0.68×1768=1202.24NS=0.68R=0.68-2506=1704.08NFa+S=549+1704.48=2253.08S 故1被压缩，2被放松。 求轴向载荷： A=Fa+S=2253.08NA=S=1704.08求当量动载荷P,PA/R=2253.08/1768=1.27e X=0.41 Y=0.87A/R=1704.08/2506=0.68=e X=1 Y=0P=(XR+YA)=1.2(0.411768+0.872253.08)=3222.1NP=(XR+YA) =1.2(12506)=3007.2N由公式12000h所以满足要求。即低速级选用7209AC型号的轴承五、键联接的选择及计算键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计所采用的均为平键联接。5.1键选择原则：键的两侧面是工作面，工作时候，靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩；键的上表面与轮毂槽底面之间则留有间隙。平键联结不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。常用的平键有普通平键和导向平键两种。平键联结具有结构简单，装拆方便，对中良等优点，因而得到广泛的应用。普通平键用于静联结。A型号或B型号平键，轴上的键槽用键槽铣刀铣出，键在槽中固定良好，但当轴工作时，轴上键槽端部的应力集中较大。5.2键的选择与结构设计取本设计中间轴段的平键进行说明。由于本设计装置，键所承受的应力不是很大，我们选择A型号圆头普通平键。根据中间轴段的轴径选择键的具体结构如下图 （1）.键的校核校核： 先根据设计出轴的直径从标准中查的键的剖面尺寸为：键宽b=14mm, 键高h=9mm,在上面的公式中k为键与轮毂键槽的接触高度等于0.5h, 为键的工作长度：=L-b查表键联结的许用挤压应力，许用压力（Mpa）=100120，取中间值=110。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=46mm 校核轴键键槽公称直径d公称尺寸b×h键长 L键的标记宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴 t榖 t1一般键联接轴N9榖JS9>2230 8×752键 C8×52 GB1096-2003800.0184.03.3-0.036-0.018>303810×880键 C10×80 GB1096-2003105.03.3>3844 12×832键 12×32 GB1096-20031200.021553.3-0.043-0.0215-0.043-0.0215>3844