机械设计课程设计双级圆柱齿轮减速器设计.doc

山东大学课程设计说明书课程名称:机械设计课程设计设计题目:双级圆柱齿轮减速器设计指导老师: 学 院：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化班 级：2007级机制三班学 生：学 号： 2010-1-8目 录封面.01目录.02一 设计任务书031 设计任务书 03（1） 设计任务 03（2） 原始数据 03（3） 工作条件 03二 传动系统总体设计031 传动系统方案的拟定.032 电动机的选择043 传动比的分配054 传动系统的运动和动力参数计算.05三 传动系统的总体设计071 V带传动设计计算072 高速级斜齿轮传动的设计计算08 3 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算. .13四 减速器轴和轴承装置设计191 轴的设计19（1）绘制轴的布局图和初定跨距.19（2）高速轴（1轴）的设计.19（3）中间轴（III轴）的设计.22（4）低速轴（IV轴）的设计.25 2 滚动轴承的选择283 键连接和联轴器的选择30五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.321 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.32（1）齿轮润滑方式的选择 .32（2）齿轮润滑剂的选择 322 滚动轴承的润滑方式和润滑剂的选择32（1）滚动轴承润滑方式的选择32（2）滚动轴承润滑剂的选择323 密封方式的选择33 （1）滚动轴承密封选择33 （2）箱体密封选择33六 课程体会与小结.33七 参考文献.33计算及说明结果一. 设计任务书1 设计任务书（1） 设计任务铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速器传动装置由一个双级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作7年。设计此传动装置。（2） 原始数据（题号3）运输带主动鼓轮轴输入端转矩Tw800N/m主动鼓轮直径D 300mm运输带速度vw 0.55m/s减速器设计寿命7年（3） 工作条件两班制工作,空载启动，轻微载荷，常温下连续(单向)运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V二. 传动系统总体设计1 传动系统方案的拟定。传动系统方案如下图所示。图2-1传动系统方案此传动系统由电动机驱动。电动机先通过联轴器将动力传入带轮，再由带轮传到两级圆柱减速器，然后通过联轴器及开式链传动将动力传至砂型运输带。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级及低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。2. 电动机的选择按照设计要求以及工作条件选用Y型三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380伏。（1）：电动机的容量选择根据已知条件由计算得知工作机输入功率Pw。Pw=设： 带 V带轮的传送效率轴承 球轴承效率齿轮 闭式8级圆柱齿轮传动效率联轴器弹性联轴器的效率链 开式链传动效率=带轴承齿轮联轴器链=0.95×0.992×0.972×0.992×0.93（2）： 电动机所需的输出功率P0计算 P0= 由表2-3初选电动机型号为：Y112M-4型。有关数据如下：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）最大转矩Y112M-44.0150014402.2 Y112M-4型三相异步电动机的额定功率Pm=4kW,满载转速=1440r/min。由表2-4查得：电机中心高H=112mm，轴伸出部分用于装联轴器段直径和长度分别为：D=28mm，E=60mm。3. 传动装置总传动比的计算及其分配传动系统的总传动比为：i总=取带轮传动比为：i带=2.0 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS<=350，齿宽系数相等的时候，考虑齿面接触强度接近相等的条件，故高速级传动比：i高=3.538低速级传动比：i低=2.826链轮传动比为：i链=故传动系统各传动比分别为：i带=2.0； i高=3.538； i低=2.826； i链=2.0564.传动装置的运动参数和动力参数的计算 传动系统各轴输入功率: P=P0=3.785KW P=P带=3.785×0.95=3.595KW P=P轴承齿轮=3.595×0.99×0.97=3.453KW P=P轴承齿轮=3.453×0.99×0.97=3.316KW P=P轴承联轴器=3.316×0.99×0.99=3.250KW P=P轴承链=3.250×0.99×0.93=2.992KW 传动系统各轴转速： n=nm=1440r/min n=n/i带=1440/2=720r/min n=n/i高=720/3.538=203.505r/min n=n/i低=203.505/2.826=71.961r/min n=n/1=71.961/1=71.961r/min n=n/i链=71.961/2.056=35.000r/min 传动系统各轴转矩：T=9550=9550×25.102N·mT=9550=9550×=47.697N·mT=9550=9550×=162.014N·mT=9550=9550×=440.032N·m T=9550=9550×=431.274N·mnw=35.014r/minPw=2.933 kW带 =0.95轴承 =0.99齿轮 =0.97联轴器=0.99链 =0.93=0.775P0=3.785KWY112M-4Pm 4 Kw=1440（r/min）H=112mmD=28mmE=60mmi总=41.126i带=2.0i高=3.538i低=2.826i链=2.056P=3.785KWP=3.595KWP=3.453KWP=3.316KWP=3.250KWP=2.992KWn=1440r/minn=720r/minn=203.505r/minn=71.961r/minn=71.961r/minn=35.000r/minT=25.102N·mT=47.697N·mT=162.014N·mT=440.032N·mT=431.274N·m T=9550=9550×=816.389N·m将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表2-2：轴号参数输入功率 KW转速 r/min输入功率 N·m3.785144025.0123.59672047.9673.453203.505162.0413.31671.961440.0323.25071.961431.2742.99235.000816.389T=816.389N·m三. 传动系统的总体设计1 V带传动设计计算工作情况系数KA=1.2计算功率Pc=KAPm=1.2×4.0=4.8KW初选带型号A型小带轮直径D1=100mm大带轮直径D2=198mm计算带长Dm=149mm=49mm初取中心距a=450mm带长L=1373.433mm基准长度Ld=1400mm求中心距和包角中心距a= = =463.360mm小带轮包角=167.3°120°求带的根数带速v=7.540m/s传动比i=n/n=1440/720=2.0带根数P0=1.32KW P0=0.17KWk=0.972 kL=0.96z=3.452求轴上载荷 张紧力F0=130.779N轴上载荷FQ=1039.813N KA=1.2Pc=4.8KWD1=100mmD2=198mmDm=149mm=49mma=450mmL=1373.433mmLd=1400mma=463.360mmZ=4根F0=130.779NFQ=1039.813N 图3-1 带轮结构 2 高速级斜齿轮传动的设计计算（1）材料选择及热处理小齿轮1选用45号钢，热处理为调质250HBS；大齿轮2选用45号钢，热处理为调质220HBS。 （2）初步计算的许用接触应力根据图12.17（c）,接触疲劳极限为：=600 MPa；=570 MPa；计算许用接触应力=0.9=540MPa=0.9=513MPa(3) 初步计算小齿轮直径齿宽系数=0.67估计=14°，由表12.16查得Ad，取Ad=90。 =64.436mm齿宽=0.67×67=44.89mm（4）确定主要参数和计算主要尺寸模数m,取标准模数m2.5mm。齿数Z和Z取Z=26，Z2=92mt=2.577实际传动比：iu=3.538。确定螺旋角=14.041°。（取小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋)分度圆直径d和 d。因为：d所以：d67.000mm。d237.100mm。齿宽b和b。 bb44mm b1=b+5mm=49mm载荷系数K按表12.9，取使用系数K1.25。根据齿轮圆周速度：圆周速度v=2.526m/s按图12.9，取动载荷系数K=1.14。齿间载荷分配系数KH Ft=1489.015N =40.586N/mm < 100N/mm端面重合度: 【1.88-3.2（+）】cos 【1.88-3.2（）】cos14.0411.671纵向重合度：1.359总重合度 +1.671+1.3593.03断面压力角=20.565 =0.974 KH=KF=1.762齿向载荷分布系数：由表12.11,KH= =1.266载荷系数：K= K K KH KH=1.25×1.14×1.762×1.266=3.185弹性系数： 由表12.12，Z=189.8节点区域系数Z由图12.16，当螺旋角14.041时，节点区域系数Z2.42。重合度系数Z 由式12.31，因>1,取=1，故Z0.774螺旋角系数ZZ0.985许用接触应力总工作时间 th=7×300×16=33600h应力循环次数NL：NL1=60nth=60×1×720×33600 =1.451×10NL2=60nth=60×1×203.505×33600=4.012×10接触寿命系数ZN：根据图12.18取Z=0.99；Z=1.06接触最小安全系数S：当失效概率低于1/100时，取接S1.05。许用接触应力：1= Z565.714MPa2= Z575.428MPa齿面接触疲劳强度验算： = =499.546MPa < 565.714MPa故齿面接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算：根据当量齿数：=28.4828 =100.76101由图12.21、12.22，取齿型修正系数和应力修正系数分别为：2.55；2.61；1.61；1.81。重合度系数：【1.88-3.2（+）】cos【1.88-3.2（）】cos14.0411.682=0.696螺旋角系数：1.359时，取1，螺旋角系数=0.75=0.883齿间载荷分配系数KF：由表12.10注3，=2.607前已求得KF=KH=1.76<2.607,故KF=1.76。齿向载荷分配系数KF：当b/h=44/(2.25×2.5)=7.82时，由图12.14得KF=1.24载荷系数K：K= K K KF KF=1.25×1.14×1.76×1.24=3.11弯曲疲劳极限：由图12.23c，=430MPa,=420MPa.弯曲最小安全系数：由表12.14，=1.25。弯曲寿命系数YN：由图12.24，YN1=0.90；YN2=0.95。尺寸系数Yx：由图12.25，Yx1.0（5） ：许用弯曲应力 =309.6 MPa =319.2 MPa 验算轮齿弯曲强度： = =109.14MPa<=103.93MPa< 故齿根接触强度满足要求。2：低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）材料选择及热处理小齿轮1选用45号钢，热处理为调质250HB；大齿轮2选用45号钢，热处理为调质220HB。 （2）初步计算的许用接触应力根据图12.17（c）,接触疲劳极限为：=600 MPa；=570 MPa；计算许用接触应力=0.9=540MPa=0.9=513MPa（3）初步计算小齿轮直径齿宽系数=0.765估计=12°，由表12.16查得Ad，取Ad=85。 =88.492mm齿宽=0.765×89=68.53mm（4）确定主要参数和计算主要尺寸模数m,取标准模数m3mm。齿数Z和Z取Z=29，Z2=82mt=3.069实际传动比：iu=2.828。确定螺旋角 =12.17°。（取小齿轮旋向为右旋，大齿轮旋向为左旋)分度圆直径d和 d。因为：d所以：d89.000mm。d257.66mm。齿宽b和b。 bb69mm b1=b+5mm=74mm载荷系数K按表12.9，取使用系数K1.25。根据齿轮圆周速度：圆周速度v=0.948m/s按图12.9，取动载荷系数K=1.05。齿间载荷分配系数KH Ft=3795.326N =68.756N/mm < 100N/mm端面重合度: 【1.88-3.2（+）】cos 【1.88-3.2（）】cos12.171.69 纵向重合度：1.54 总重合度 +1.69+1.543.23端面压力角=20.422 =0.98 KH=KF=1.76齿向载荷分布系数：由表12.11,KH= =1.308载荷系数：K= K K KH KH=1.25×1.05×1.76×1.308=3.02弹性系数： 由表12.12，Z=189.8节点区域系数Z由图12.16，当螺旋角12.17时，节点区域系数Z2.45。重合度系数Z由式12.31，因>1,取=1，故Z0.770螺旋角系数ZZ0.988许用接触应力总工作时间 th=7×300×16=33600h应力循环次数NL：NL1=60nth=60×1×203.505×33600 =4.012×10NL2=60nth=60×1×71.961×33600=1.451×10接触寿命系数ZN：根据图12.18取Z=1.07；Z=1.14接触最小安全系数S：当失效概率低于1/100时，取接S1.05。许用接触应力：1= Z611.427MPa2= Z618.825MPa齿面接触疲劳强度验算： = =562.30MPa < 611.427MPa故齿面接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算：根据当量齿数：31 88由图12.21、12.22，取齿型修正系数和应力修正系数分别为：2.56；2.20；1.62；1.79。重合度系数：【1.88-3.2（+）】cos【1.88-3.2（）】cos12.171.70=0.691螺旋角系数：1.54时，取1，螺旋角系数=0.75=0.899齿间载荷分配系数KF：由表12.10注3，=2.766前已求得KF=KH=1.76<2.766,故KF=1.76。齿向载荷分配系数KF：当b/h=69/(2.25×3)=10.22时，由图12.14得KF=1.25载荷系数K：K= K K KF KF=1.25×1.05×1.76×1.25=2.89弯曲疲劳极限：由图12.23c，=430MPa,=420MPa.弯曲最小安全系数：由表12.14，=1.25。弯曲寿命系数YN：由图12.24，YN1=0.91；YN2=0.95。尺寸系数Yx：由图12.25，Yx1.0（5）许用弯曲应力 =313.04 MPa =319.20 MPa 验算轮齿弯曲强度： = =136.466MPa<=129.582MPa< 故齿根接触强度满足要求。 双级圆柱齿轮减速器设计数据如下：参数齿轮高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数26922982模数2.5mm3mm螺旋角14.041°12.170°齿旋向左旋右旋右旋左旋分度圆直径67mm237.10mm89mm251.66mm齿顶圆直径72mm242.10mm95mm257.66mm齿宽49mm44mm74mm69mm中心距152.043mm170.328mm四 减速器轴和轴承装置设计1 轴的设计（1）绘制轴的布局图和初定（轴的布局图如图）： a=10mm； b1=49mm； b2=44mm； b3=74mm； b4=69mm； c=15mm; D=10mm； E=20mm； F=51mm； =8mm； c1=20mm； c2=16mm； G=10mm； H=6mm； K=20mm； M=65mm；图4-1：轴的布置简图 中间轴的跨度： L=10+10+10+74+15-2.5+44+10+2.5+10+10=193 mm；（2）高速轴（1轴）的设计选择轴的材料和热处理。轴材料选用45号钢调质，B=650MPa，S=360MPa。轴的受力分析。轴长度估计：L=65/2+20+6+10+51/2+L=94+193=287mm。轴的受力分析如图4-2（a）所示，图中：L94mm；L2=138mm；L3=55mm。带轮的作用力：FQ=1039.813N。 计算齿轮的啮合力F1423.791N；FF1423.791×534.178N；FF ×tan1423.791×tan14.041356.072N。 计算支承反力 水平面反力FRx1=1455.829N; FRx2=1455.829-1039.813+534.178=950.194 N; 垂直面反力FRy1=405.744NFRy2=1423.791-405.744=1018.047N水平面内的受力图 见图4-2 c）垂直面内的受力图 见图4-2 e） 画轴弯矩图 水平面内的弯矩图 见图4-2 d）垂直面内的弯矩图 见图4-2 f） 许用应力许用应力值 用插入法由表16.3查得：=102.5MPa，=60MPa。应力校正系数 =0.59 画当量弯矩图当量转矩 T=0.59×47696=28141Nmm，见图4-2 h）当量弯矩 在大带轮中间截面处 M=28141Nmm 在左端轴承中间截面处 M=101712Nmm 在小齿轮中间截面处 M=76593Nmm当量弯矩图 见图4-2 i） 校核轴颈齿根圆直径 df1=d1-2(ha+c)mn=67-2×1.25×2.5=60.75mm轴颈 d=17.0mm d=25.7mm d=23.4mm a)轴结构图 b）轴受力图 c）水平面受力图 d）水平面弯矩图 e）垂直面受力图 f）垂直面弯矩图 g）合成弯矩图 h）转矩图 i） 当量弯矩图 图4-2轴的结构和受力分析（3）轴的设计选择轴的材料和热处理。轴材料选用45号钢调质，B=650MPa，S=360MPa。轴的受力分析。轴长度估计：L=L=193mm。轴的受力分析如图4-3（a）所示，图中：L67mm；L2=71mm；L3=55mm。 计算齿轮的啮合力Ft2Ft11423.791N；FF534.178N；Fa2Fa1356.072N；F3641.371N；FF3641.371×1355.821N；FF ×tan3641.371×tan12.17785.297N。 计算支承反力水平面反力FRx1= =514.295N; FRx2=1355.821-514.295-534.178=307.348N;垂直面反力FRy1=2783.012NFRy2=3641.371+1423.791-2783.012=2282.15N水平面内的受力图 见图4-3 c）垂直面内的受力图 见图4-3 e） 画轴弯矩图 水平面内的弯矩图 见图4-3 d）垂直面内的弯矩图 见图4-3 f）许用应力许用应力值 用插入法由表16.3查得：=102.5MPa，=60MPa。应力校正系数 =0.59画当量弯矩图当量转矩 T=0.59×162041=95604Nmm，见图4-3 h）当量弯矩 在大齿轮中间截面处 M=27928Nmm 在小齿轮中间截面处M=65652Nmm当量弯矩图 见图4-3 i） 校核轴颈齿根圆直径 df1=d1-2(ha+c)mn=237.077-2×1.25×2.5=230.83mm df2=d2-2(ha+c)mn=89-2×1.25×2.5=81.5mm轴颈 d=29.89mm d=33.16mm小齿轮选用45号钢大齿轮选用45号钢=540MPa=513MPa =0.6764.436mmb=44.89mmm2.5mmZ=26Z2=92mt=2.577i3.538=14.041°d67.000mm。d237.100mmb44mmb1=49mmK1.25v=2.526m/sK=1.14Ft=1489.015N1.6711.3593.03=20.565=0.974KH=KF=1.762KF=1.762KH=1.266K=3.185Z=189.8Z2.42Z0.774Z0.985th=33600hNL1=1.451×10NL2=4.012×10Z=0.99Z=1.06S1.051=65.714MPa2=75.428MPa=499.546MPa28=1012.552.611.611.811.6820.696=0.75=0.883KF=1.76KF=1.24K=3.11=430MPa=420MPa=1.25YN1=0.90YN2=0.95Yx1.0309.6 MPa319.2 MPa109.14MPa=103.93MPa=600 MPa=570 MPa=540MPa=513MPa=0.765Ad=8588.492mmb=68.53mmZ=2Z2=82mt=3.069i=2.828=12.17°d89.000mmd257.66mmb69mmb1=74mmK1.25v=0.948m/sFt=3795.326N1.691.543.23=20.422=0.98KH=1.76KH=1.308K= 3.02Z=189.812.17Z2.45Z0.770Z0.988th=33600hNL1=4.012×10NL2=1.451×101611.427MPa2 618.825MPa562.30MPa31881.700.691=0.750.899KF=1.25K= 2.89YN1=0.91YN2=0.95=313.04 MPa=319.20 MPa136.466MPa=129.582MPaa=10mmb1=49mmb2=44mmb3=74mmb4=69mmc=15mm;D=10mmE=20mmF=51mm=8mmc1=20mmc2=16mmG=10mmH=6mmK=20mmM=65mmL=193 mmB=650MPaS=360MPa L=287mm。L194mmL2=138mmL3=55mmFQ=1039.813NF1423.791NF534.178NF356.072NFRx1=1455.829NFRx2=950.194 NFRy1=405.744NFRy2=1018.047N=0.59T=28141NmmM=28141NmmM=101712NmmM=76593Nmmdf1=60.75mmd=17.0mm d=25.7mm d=23.4mmB=650MPaS=360MPaLIII=193mmL167mmL2=71mmL3=55mmFt21423.791NFt11423.791NFr2534.178NFr1534.178NFa2356.072NFa1356.072NF3641.371NF1355.821NF785.297NFRx1=514.295NFRx2=307.348NFRy1=2783.012NFRy2=2282.15N0.59T=95604NmmM=27928NmmM=65652Nmmdf1=230.83mmdf2=81.5mmd=29.89mmd=33.16mm计算及说明结果 a)轴结构图 b）轴受力图 c）水平面受力图 d）水平面弯矩图 e）垂直面受力图 f）垂直面弯矩图 g）合成弯矩图 h）转矩图 i）当量弯矩图 图4-3轴的结构和受力分析计算及说明结果（4）轴的设计选择轴的材料和热处理。轴材料选用45号钢调质，B=650MPa，S=360MPa。轴的受力分析。轴跨度估计：L=L=193mm。轴的受力分析如图4-4（a）所示，图中：L67mm；L2=126mm。 计算齿轮的啮合力Ft4Ft33641.371N；FF1355.821N；Fa4Fa3785.297N。 计算支承反力水平面