机械设计课程设计 双级圆柱齿轮减速器..pdf
机械设计课程设计 双级圆柱齿轮减速器 一、设计任务书 设计题目：设计一带式传输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器。（附简图）设计数据及工作条件：F=6000N;V=1.3m/s;D=400 毫米；滚筒效率=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；设计注意事项：生产规模：中小批量；工作环境：有灰尘；载荷特性：载荷平稳，连续单向运转；工作情况：两班制，连续单项运转，载荷较平稳；使用折旧期：8years 工作环境：室内，灰尘较大，环境温度上限35；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V;检修间隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造条件及成产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计由减速器或其它机械传动装配图 1 张。零件图 2 张，及设计计算说明书一份组成。设计中所有标准均按我国标准采用。二传动方案的分析与拟定 Nw=60 1000V/D=62.1 r/min 一般选用同步转速为1000r/min 或者1500r/min 的电动机作原动机，则可估算出传动装置的总传动比i 约为70 或 47。根据这个传动比及工作条件可有三种方案，对这三种传动方案进行分析比较可知：选择链传动，减速器的尺寸小，链传动的尺寸较紧凑。三、电动机的选择 3.1.电动机类型的选择 根据工作条件及工作环境，选用卧式封闭型Y(IP44)系列三相交流异步电动机。3.2.电动机容量 1)工作所需功率 Pw=F V nw/9550=6000 1.3/9550=8.125Kw 2)电动机输出功率Pd 为了计算电动机所需功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8 级）、滚动轴承、开式滚子链传动、滚筒的效率，由表查的：1=0.99；2=0.97；3=0.99；4=0.92；5=0.96 则传动装置的总效率为 2250.99*0.97*0.99*0.92*0.96=0.774522512345=电动机所需功率为 Pd=Pw/=(8.1/0.7745)Kw=10.46Kw 由表选取电动机的额定功率为11 Kw。3.3.电动机转速 传动比 i=i 链i 高i 低=（23）（35）2=1875 nd=nw（1875）=9183825（r/min）选择常用的同步转速为1500r/min 和 1000r/min 两种。3.4.电动机型号 根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为Y112M-4 和Y132M1-6。根据电动机满载转速Nm 和滚筒转速Nw 可算出总传动比。现将此两种电动机数据和总传动比列于下表中：表 3-1 电动机的数据及总传动比 方案号 电动机型号 额定功率/Kw 同 步 转 速 /（r/min）满载转速/(r/min)总传动比 轴外伸轴径/mm 轴外伸长度/mm 1 Y112M-4 4.0 1500 1440 58.06 28 60 2 Y132M1-6 4.0 1000 960 38.71 38 80 由上表可知，方案中虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y132M1-6。3.5.电动机外型简图及安装尺寸 H A B C E AB AC HD 132 216 178 89 80 280 270 315 四、传动装置的运动和运动参数计算 4.1 总传动比的确定及各级传动比的分配 4.1.1.理论总传动比 i=Nm/Nw=960/21.2=38.71 4.1.2.各级传动比分配 根据表可知，取链传动的传动比3i=3，则减速器的总传动比为 ni=38.71/3=12.9 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 1i=1.3ni=1.3*12.9=4.095 低速级的传动比 21/12.9/4.0953.150niii 4.2 各轴的转速计算：960/minwnnr B C L E ACABH HD 12/(960/4.095)/min234.43/min/(234.43/3.150)/min74.42/min74.42/minnn irrnn irrnnr 4.3 各轴的输入功率计算：各轴功率：轴：=dP1=8.99x0.99kw=10.36kw,轴：11P=23=10.36*0.97*0.99=9.95kw,轴：111P=11P23=9.95*0.97*0.99=9.55kw,卷筒轴：IV P=111P31=9.55*0.99*0.99=9.36kw；4.4 各轴的输入转矩计算：=9550*/1=9550*10.36/960=103.06(KN m)IIT=9550*11P/2=9550*9.95/234.43=405.38(KN m)IIIT=9550*111P/3=9550*9.55/74.42=1225.51(KN m)IVT=9550*IV P/IV=9550*9.36/74.42=1201.13(KN m)将上述计算器结果列于下表中，以供查用：IV 表 2-2 各轴的运动及动力参数 轴号 转速n/(r/min)功率P/KW 转矩T/(KNm)传动比i 960 10.36 103.06 4.095 3.150 1 233.01 9.95 405.38 74.42 9.55 1225.51 74.42 9.36 1201.13 五、传动零件的设计计算 5.1 减速器外部传动零件的设计计算 P=9.36KW/1n=74.42r/min 链传动：已知传递的功率P=9.36KW，小链轮转速/1n=74.42r/min，大链轮转速/2n=21.2r/min，载荷平稳，链传动中心距的距离可调整且应大于（450/2）=225mm。（1）选择链轮齿数 传动比/i=/1n/2n=74.42/21.2=3.51。根据链轮齿数取奇数原则，并由表2-11（1P38）选小链轮齿数1z=29。大链轮齿数/213.51*29101.79zi z，取2z=103/()ca aM/32()()/32()/(2*)ca aca acaAMWMdbt dtd 32158775.17/*33/3210*5*(335)/(2*33)MPa 154.1190bMPaMPa 查表6-2（1P146），30.1Wd。按式（6-5）（1P148）校核：/()54.11ca aMPa /()33.64ca bMPa P=2.829KW n=74.42r/min B=64mm z=78 nm=2.5mm L=82mm 78.448QFN 1100bMPa 因为/()ca bM/()ca bM /3()()()/0.1ca bca bca bMWMd 3215303.12/(0.1*40)MPa 133.6490bMPaMPa 显然，轴满足强度要求。3.低速轴的设计和计算 由上述可知：输入功率P=2.829KW，转速n=74.42r/min,单向运转，载荷有冲击，齿轮宽度B=64mm,齿数z=78，法面模数nm=2.5mm,螺旋角7 57 7 ，主动轮为右旋齿轮，轴端有联轴器，假设选用的联轴器为弹性柱销联轴器HL3，则联轴器轮毂宽度为L=82mm，质量8.0mkg，压轴力8.0*9.80678.448()QFGmgN。（2）选择轴的材料 该轴传递中等大小功率、转速不高，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料可选用20CrMnTi。经渗碳淬火回火处理，由表 6-1（1P140）查得其许用应力1100bMPa。（2）按扭转强度初步计算轴端直径 由表6-3（1P147）查得C=118107,因联轴器的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C 应取大值，取C=118，则轴端直径为 33min/106*2.829/74.42*(1 5%)27.423dC P nmm 故取30dmm。（3）轴的结构设计 轴的结构设计见零件图，轴的结构设计原理见高速轴的轴的结 30dmm 196.893dmm 363033.46T Nmm 3826.61tFN 1406.29rFN 534.52aFN 构设计。（4）受力分析 1计算齿轮受力 齿轮的分度圆直径：/cos2*20/cos7 57 7196.893()ndm zmm 轴传递的转矩：669.55*10/9.55*10*2.829/74.42363033.46()TP nNmm 齿轮的圆周力：13826.61ttFFN 齿轮的径向力：11406.29rrFFN 齿轮的轴向力：1534.52aaFFN 2画受力简图 3计算支反力 铅垂面内支反力：*(114.37559.37589.105)*/2*(59.37589.105)VBQarRFFdF/(114.37559.37589.105)78.448*(114.37559.37589.105)534.52*196.893/2 1406.29*(59.37589.105)/(114.37559.37589.105)672.63()N VAQrVBRFFR 78.4481406.29672.63 812.11()N 672.63VBRN 812.11VARN 1307.65HARN 水平面内支反力：*59.375/(114.37559.375)HAtRF 3826.6*59.375/(114.37559.375)1307.65N HBtHARFR 3826.6 1307.65 2518.95()N(5)按弯、扭合成强度校核 1计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图 A.铅垂面弯矩：2518.95HBRN *89.105VBQMF 78.448*89.105 6990.11()Nmm 剖面a-a 处铅垂面弯矩有突变，故 左截面 /()*114.375V aVAMR 812.11*114.375 92885.08()Nmm 右截面 /()*59.375*(59.37589.105)V aVBQMRF 672.63*59.37578.448*(59.37589.105)28289.45()Nmm B.水平面弯矩 ()*114.375H aHAMR 1307.65*114.375 149562.47()Nmm C.合成弯矩 按22()HVMMM计算 a-a 左截面：/2/2()()()()aH aV aMMM =22149562.4792885.08 176058.43()Nmm a-a 右截面：/2/2()()()()aH aV aMMM 22149562.4728289.45 152214.59()Nmm 支点A 处：6990.11BVBMMNmm 2计算当量弯矩 22()caMMT 轴单向运转，载荷有冲击，故其转矩可看成脉动循环变化，取0.6，则 a-a 左截面：/22()()()ca aaMMT /()aM 176058.43()Nmm a-a 右截面：/22()()()ca aaMMT 22152214.59(0.6*363033.46)=265734.58（N mm）支点B 处：22()caBBMMT 226990.11(0.6*363033.46)217932.21()Nmm 3校核弯、扭合成强度 轴是否满足强度要求只需对危险截面进行校核即可。而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处，即当量应力较大的截面属危险截面。根据轴的结构尺寸和当量弯矩可知，齿轮处当量弯矩最大，且剖面尺寸较小，属于危险截面，B 处也是。查表6-2（1P147），30.1Wd。按式（6-5）（1P148）校核：3/0.1caBcaBcaBMWMd 3217932.21/(0.1*40)MPa 34.05caBMPa /()39.09ca aMPa 95.11caCMPa d=25mm b=8mm 134.05100bMPaMPa 查表6-2（1P146），32/32()/(2*)Wdbt dtd。按式（6-5）（1P148）校核：/32()()()/32()/(2*)ca aca aca aMWMdbt dtd 32265734.58/*43/3212*5*(435)/(2*43)MPa 139.09100bMPaMPa 查表6-2（1P146），32/32()/(2*)Wdbt dtd。按式（6-5）（1P148）校核：/caCT W 320.6*363033.46/*30/328*4*(304)/(2*30)195.11100bMPaMPa 显然，轴满足强度要求。七、键的连接的选择及计算 1、高速轴上的联轴器处的键 已知d=25mm，则选A类键，即b=8mm,h=7mm,t=4.0mm;查表5-1（1P106）得60pMPa。(2/)/(/2)4/pT dlhT dhl 4*30520.21/(*7*25)60plMPa 所以11.63lmm,则11.63819.63Llbmmmm 显然，键能满足强度要求。2、中间轴上的大齿轮处的键 h=7mm t=4.0mm 60pMPa 11.63lmm19.63Lmm d=33mm b=10mm h=8mm t=5.0m L=32mm 22lmm 90pMPa 83.16pMPa d=30mm b=8mm h=7mm t=4.0mm 100pMPa 69.15lmm77.15Lmm d=43mm b=12mm h=8mm t=5.0mm 已知d=33mm，则选A类键，即b=10mm,h=8mm,t=5.0m，L=32mm，32 1022lLbmmmm 查表5-1（1P106）得90pMPa。(2/)/(/2)4/pT dlhT dhl 4*120742.89/(33*8*22)83.1690pMPa 显然，键能满足强度要求。3、低速轴上的联轴器处和大齿轮处的键 （1）联轴器处的键：已知d=30mm，则选A 类键，即 b=8mm,h=7mm,t=4.0mm;查表5-1（1P106）得100pMPa。(2/)/(/2)4/pT dlhT dhl 4*363033.46/(*7*30)100plMPa 所以69.15lmm,则69.15877.15Llbmmmm 显然，键能满足强度要求。（2）齿轮处的键：已知d=43mm，则选A 类键，即b=12mm,h=8mm,t=5.0mm;查表5-1（1P106）得100pMPa。(2/)/(/2)4/pT dlhT dhl 4*363033.46/(*8*43)95.94100plMPaMPa 显然，键能满足强度要求。八、滚动轴承的选择及计算 1.高速轴滚动轴承的选择及计算 （1）滚动轴承的选择 滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小、性质、方向，轴的转速100pMPa 95.94pMPa 43.2rCkN0.37e 1.6Y 11170.03rFN 及其工作要求进行选择。由于圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格较低，且能承受径向力和较大的轴向力及能调整传动件的轴向位置，所以选用圆锥滚子轴承。由于d=30mm,故选用圆锥滚子轴承的型号为30206。（2）滚动轴承的计算及校核 选用反装，则圆锥滚子轴承的受力分析图如下所示：1滚动轴承相关参数 查表12-3（2P113）得,43.2rCkN，0.37e,1.6Y;查表7-8（1P171）得，1.0Pf（载荷平稳）；查表7-6（1P169）得，1.0tf（工作温度不高）；2计算派生轴向力S 221rVAHAFRR 22492.781061.201170.03()N 222rVBHBFRR 2297.52420.8431.95()N 362aFN 查表7-9（1P171）知派生轴向力/(2)rSFY，其中Y 是/arFFe时的轴向载荷系数，及0.37e,1.6Y，则轴承1、2 的派生轴向力分别为 11/(2)rSFY1170.03/(2*1.6)365.63()N 22/(2)rSFY431.95/(2*1.6)134.98()N 2431.95rFN 362aFN 1365.63SN 2134.98SN 1365.63aFN 2727.63aFN 11170.03PN 21596.158PN 3 计算轴向载荷aF 12365.63362727.63()aSFNS 所以轴有向左移动的趋势，则轴承 2 被“压紧”，轴承 1 被“放松”。则可知：放松端：11365.63aFSN 压紧端：21365.63362727.63()aaFSFN 4计算当量动载荷 P 111/365.63/1170.030.310.37areFFe 则 查表 7-7（1P170）得111,0XY；222/727.63/431.951.690.37areFFe 则查表 7-7（1P170）得221,1.6XY；由此得：轴承 1:11111()PraPfX FY F 1*(1*1170.030)1170.03()N 轴承 2:22222()PraPfX FY F 1*(1*431.951.6*727.63)1596.158()N 5计算轴承寿命hL 因为21PP，故按轴承 2 计算。对于滚子轴承，10/3。根据式（7-3）（1P168）得 6210/(60*)*(*/)htrLnfCP 6310/310/(60*960)*(1.0*43.2*10/1596.158)h 1033404.65215h年5 年 故假设符合要求。2.中间轴滚动轴承的选择及计算 215hL 年 43.2rCkN0.37e 1.6Y 1600.90rFN （1）滚动轴承的选择 滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小、性质、方向，轴的转速及其工作要求进行选择。由于圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格较低，且能承受径向力和较大的轴向力及能调整传动件的轴向位置，所以选用圆锥滚子轴承。由于d=30mm,故选用圆锥滚子轴承的型号为30206。（2）滚动轴承的计算及校核 选用反装，则圆锥滚子轴承的受力分析图如下所示：1滚动轴承相关参数 查表12-3（2P113）得,43.2rCkN，0.37e,1.6Y;查表7-8（1P171）得，1.0Pf（载荷平稳）；查表7-6（1P169）得，1.0tf（工作温度不高）；2计算派生轴向力S 221rVAHAFRR 22507.23322.17600.90()N 222rVBHBFRR 221454.062666.783037.43()N 12534.52,362aaFN FN 查表7-9（1P171）知派生轴向力/(2)rSFY，其中Y 是/arFFe时的轴向载荷系数，及0.37e,1.6Y，则轴承1、2 的派生轴向力分别为 23037.43rFN 1534.52aFN 2362aFN 1187.78SN 2949.20SN 2949.20aFN 11845.72aFN 13554.05PN 23037.43PN 11/(2)rSFY600.90/(2*1.6)187.78()N 22/(2)rSFY3037.43/(2*1.6)949.20()N 3 计算轴向载荷aF 2121949.20534.523621845.72()aaSFFNS 所以轴有向左移动的趋势，则轴承 1 被“压紧”，轴承 2 被“放松”。则可知：放松端：/22949.20aFSN 压紧端：/11121845.72()aaaFSFFN 4计算当量动载荷 P/111/1845.72/600.903.070.37areFFe 则 查表 7-7（1P170）得111,1.6XY；/222/949.20/3037.430.310.37areFFe 则查表 7-7（1P170）得221,0XY；由此得：轴承 1:/11111()PraPfX FY F 1*(1*600.901.6*1845.72)3554.05()N 轴承 2:/22222()PraPfX FY F 1*(1*3037.430)3037.43()N 5计算轴承寿命hL 因为12PP，故按轴承 1 计算。对于滚子轴承，10/3。根据式（7-3）（1P168）得 6110/(60*)*(*/)htrLnfCP 6310/310/(60*233.01)*(1.0*43.2*10/3554.05)h 295353.1261h年5 年 故假设符合要求。10/3 61hL 年 63.0rCkN0.37e 1.6Y 3.低速轴滚动轴承的选择及计算 （1）滚动轴承的选择 滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小、性质、方向，轴的转速及其工作要求进行选择。由于圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格较低，且能承受径向力和较大的轴向力及能调整传动件的轴向位置，所以选用圆锥滚子轴承。由于 d=40mm,故选用圆锥滚子轴承的型号为 30208。（2）滚动轴承的计算及校核 选用反装，则圆锥滚子轴承的受力分析图如下所示：1滚动轴承相关参数 查表 12-3（2P113）得,63.0rCkN，0.37e,1.6Y;查表 7-8（1P171）得，1.0Pf（载荷平稳）；查表 7-6（1P169）得，1.0tf（工作温度不高）；2计算派生轴向力 S 221rVAHAFRR 22812.111307.651539.31()N 222rVBHBFRR 22672.632518.952607.21()N 534.52aFN 查表 7-9（1P171）知派生轴向力/(2)rSFY，其中 Y 是/arFFe时的轴向载荷系数，及0.37e,1.6Y，则轴承 1、2 的派 11539.31rFN 22607.21rFN 534.52aFN 1481.03SN 2814.75SN 1481.03aFN 21015.55aFN 11539.31PN 生轴向力分别为 11/(2)rSFY1539.31/(2*1.6)481.03()N 22/(2)rSFY2607.21/(2*1.6)814.75()N 3 计算轴向载荷aF 12481.03534.521015.55()aSFNS 所以轴有向左移动的趋势，则轴承2 被“压紧”，轴承1 被“放松”。则可知：放松端：11481.03aFSN 压紧端：21481.03534.521015.55()aaFSFN 4计算当量动载荷P 111/481.03/1539.310.310.37areFFe 则 查表7-7（1P170）得111,0XY；222/1015.55/2607.210.390.37areFFe 则查表7-7（1P170）得221,1.6XY；由此得：轴承1:11111()PraPfX FY F 1*(1*1539.310)1539.31()N 轴承2:22222()PraPfX FY F 1*(1*2607.211.6*1015.55)4232.09()N 5计算轴承寿命hL 因为21PP，故按轴承2 计算。对于滚子轴承，10/3。根据式（7-3）（1P168）得 6210/(60*)*(*/)htrLnfCP 6310/310/(60*74.42)*(1.0*63.0*10/4232.09)h 1817375.208379h年 5 年 24232.09PN 379hL 年 350TN m max7300/minnr39.68caTNm 960/minnr 630TN mmax5000/minnr 471.94caTNm 74.42/minnr 故假设符合要求。九、联轴器的选择 1、高速轴上的联轴器 假设选用梅花形弹性联轴器，型号为LM5，350TN m，max7300/minnr，3.60mkg，取1.3AK 1.3*30.5239.68caATK TNmT max960/minnrn 故假设符合要求。2、低速轴上的联轴器 假设选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，630TN m，max5000/minnr，8mkg，取1.3AK 1.3*363.033471.94caATK TNmT max74.42/minnrn 故假设符合要求。
