二级直齿圆柱齿轮减速器说课讲解.doc

Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。二级直齿圆柱齿轮减速器-二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计仅供参考一.课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:题号参数12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三.设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.96×××0.97×0.960.759；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择电动机所需工作功率为：PP/1900×1.3/1000×0.7593.25kW,执行机构的曲柄转速为n=82.76r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为ni×n（16160）×82.761324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速1440r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×413.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/82.7617.40（2）分配传动装置传动比×式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为17.40/2.37.57根据各原则，查图得高速级传动比为3.24，则2.334.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速1440/2.3626.09r/min626.09/3.24193.24r/min/193.24/2.33=82.93r/min=82.93r/min（2）各轴输入功率×3.25×0.963.12kW×2×3.12×0.98×0.952.90kW×2×2.97×0.98×0.952.70kW×2×4=2.77×0.98×0.972.57kW则各轴的输出功率：×0.98=3.06kW×0.98=2.84kW×0.98=2.65kW×0.98=2.52kW（3）各轴输入转矩=××N?m电动机轴的输出转矩=9550=9550×3.25/1440=21.55N?所以:××=21.55×2.3×0.96=47.58N?m×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N?m×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m=××=311.35×0.95×0.97=286.91N?m输出转矩：×0.98=46.63N?m×0.98=140.66N?m×0.98=305.12N?m×0.98=281.17N?m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.936.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ=i×Z=3.24×24=77.76取Z=78.齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。2初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30选取区域系数Z=2.433由课本图10-26则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hN=4.45×10h#(3.25为齿数比,即3.25=)查课本10-19图得：K=0.93K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.93×550=511.5=0.96×450=432许用接触应力查课本由表10-6得：=189.8MP由表10-7得:=1T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09=4.86×10N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽bb=49.53mm计算摸数m初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25=2.25×2.00=4.50=11.01计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度,查课本由表10-8得动载系数K=1.07,查课本由表10-4得K的计算公式:K=+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×49.53=1.42查课本由表10-13得:K=1.35查课本由表10-3得:K=1.2故载荷系数:KKKKK=1×1.07×1.2×1.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=49.53×=51.73计算模数=4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩48.6kN?m确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，ziz3.24×2477.76传动比误差iuz/z78/243.25i0.0325，允许计算当量齿数zz/cos24/cos1426.27zz/cos78/cos1485.43初选齿宽系数按对称布置，由表查得1初选螺旋角初定螺旋角14载荷系数KKKKKK=1×1.07×1.2×1.351.73查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.592Y2.211应力校正系数Y1.596Y1.774重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/78）×cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75cos/0.673螺旋角系数Y轴向重合度1.825,Y10.78计算大小齿轮的安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齿轮应力循环次数N2N1/u6.255×10/3.241.9305×10查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86K=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4=大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有的齿数.于是由:z=25.097取z=25那么z=3.24×25=81几何尺寸计算计算中心距a=109.25将中心距圆整为110按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.53d=166.97计算齿轮宽度B=圆整的（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz=2.33×30=69.9圆整取z=70.齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.83=0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×10N=1.91×10由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94K=0.97查课本由图10-21d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极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98×550/1=517540.5查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24=14.33×10N.m=65.712.计算圆周速度0.6653.计算齿宽b=d=1×65.71=65.714.计算齿宽与齿高之比模数m=齿高h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621=65.71/5.4621=12.035.计算纵向重合度6.计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×10×65.71=1.4231使用系数K=1同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04K=1.35K=K=1.2故载荷系数K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=65.71×计算模数3.按齿根弯曲强度设计m一确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩143.3kN?m（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi×z2.33×3069.9传动比误差iuz/z69.9/302.33i0.0325，允许（3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角初定螺旋角12（5）载荷系数KKKKKK=1×1.04×1.2×1.351.6848（6）当量齿数zz/cos30/cos1232.056zz/cos70/cos1274.797由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y（7）螺旋角系数Y轴向重合度2.03Y10.797（8）计算大小齿轮的查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90K=0.93S=1.4=计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.91来计算应有的齿数.z=27.77取z=30z=2.33×30=69.9取z=70初算主要尺寸计算中心距a=102.234将中心距圆整为103修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正分度圆直径d=61.34d=143.12计算齿轮宽度圆整后取低速级大齿轮如上图：V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332.各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P（kw）（kw）（kw）(kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T(kN?m)(kN?m)(kN?m)(kN?m)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90224471140057.传动轴承和传动轴的设计1.传动轴承的设计.求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.70KW=82.93r/min=311.35Nm.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=143.21而F=F=FF=Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故-的长度应比略短一些,现取初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.DB轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5.求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.传动轴总体设计结构图:(从动轴)(中间轴)(主动轴)从动轴的载荷分析图:6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP此轴合理安全7.精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以AB无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左侧。抗弯系数W=0.1=0.1=12500抗扭系数=0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为截面上的扭矩为=311.35截面上的弯曲应力截面上的扭转应力=轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：因经插入后得2.0=1.31轴性系数为=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数取0.1取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5所以它是安全的截面右侧抗弯系数W=0.1=0.1=12500抗扭系数=0.2=0.2=25000截面左侧的弯矩M为M=133560截面上的扭矩为=295截面上的弯曲应力截面上的扭转应力=K=K=所以综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数取0.1取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5所以它是安全的8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=55d=65查表6-1取：键宽b=16h=10=36b=20h=12=50校和键联接的强度查表6-2得=110MP工作长度36-16=2050-20=30键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=5K=0.5h=6由式（6-1）得：两者都合适取键标记为：键2：16×36AGB/T1096-1979键3：20×50AGB/T1096-19799.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计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M6紧固B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。C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.D通气孔：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.E盖螺钉：启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.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>10机盖，机座肋厚98.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）10.润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+H=30=34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。11.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=95509550333.5查课本,选取所以转矩-