用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器系 别：精密机械与精密仪器系人员：指导教师： 完成日期： 目 录一、 设计任务-1二、 电机的选择-2三、 传动比分配及相关参数-3四、 齿轮的设计-3五、 四个齿轮的参数-9六、 轴的设计和校核-10七、 轴承的校核-21八、 键的选择与校核-22九、 联轴器的选择-25十、 箱体结构和辅助零件的设计-26十一、 润滑与密封设计-27十二、参考资料-27一、设计任务设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器1、设计要求系统简图：(1电动机 2联轴器 3二级圆柱齿轮减速器 4卷筒 5运送带）该系统为由原动机（电动机）、传动装置（展开式二级圆柱减速器、联轴器等）和工作机（卷筒）三部分组成，系统由电动机提供动力，通过联轴器输送到减速器部分，经减速器减速后再由联轴器输送到卷筒输出。（记高速轴为轴I，中间轴为轴II，低速轴为轴III，高速级小齿轮为齿轮1，高速级大齿轮为齿轮2，低速级小齿轮为齿轮3低速级大齿轮为齿轮4）工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。原始数据：运送带拉力：F=1900 N，运送带速度：V=1.45 m/s，卷筒直径：D=260 mm。2、设计任务1) 减速器设计：画装配图一张。2) 画出主要零件工作图：高速级轴与低速级齿轮。3) 设计说明书份。包括系统原理及结构介绍，设计技术要求，总体结构设计，传动结构及参数设计，精度、刚度、重量等的计算。-本次设计主要参考书目如下：1、机械设计课程设计，张培金编著，上海交通大学出版社第1版，以下简称为课程设计2、精密机械设计，庞振基 黄其圣主编，机械工业出版社，以下简称为“教材”3、机械设计指导书 李为民-1二、电机的选择1、电机类型的选择 由课程设计可知，由于Y系列电动机是按照国际电工委员会标准设计的，具有国际互换性，可广泛应用于世界上大多数国家，因此本次选用Y系列电动机。2、电机型号的确定 由课程设计式（2.1）可得，稳定输出下，工作机轴上输入功率 （kw）=1900*1.45/1000（kw）=2.755（kw）查课程设计表2.1 “机械传动和摩擦副的效率概略值”可得： 8级精度闭式传动齿轮（稀油润滑）=0.97滚动轴承（一对）联轴器 取 绞车的卷筒 取滚筒=0.96由课程设计式（2.4）可得电动机所需功率为： 卷筒工作转速为：=106.51r/min两级传动比为： i=840 则电机转速范围是： n=852.094260.45r/min可选电机型号如下表：电机型号额定功率(KW)满载转速(r/min)Y112M-242890Y112M-441440Y132-64960Y160-84720综合考虑功率、转速、成本等问题，我们选择Y112M-4电机，满载转速为：1440r/min D=28mm-2三、传动比分配及相关参数1、传动轴分配总传动比为： =1440/106.51=13.52对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为使两个大齿轮具有相近浸油深度，有： =（1.31.6） 1各轴转速、功率和转矩计算公式见课程设计P10 -3 我们选择1.4倍关系 计算可得 =4.35 =3.112、各轴的转速高速轴：=1440 r/min中间轴：=/=331.10 r/min低速轴：= /=106.44 r/min3、各轴的功率高速轴：=*=4*0.99=3.96 kw中间轴：=*=3.96*0.97*0.99=3.803 kw低速轴：=*=3.803*0.97*0.99=3.602 kw输出功率P输出= P3···2=3.253 kw4、各轴的转矩高速轴：=/=26.262 N*m 中间轴：=/=109.714 N*m低速轴：=/=328.849 N*mT输出=/=305.215 N*m四、齿轮的设计（一）高速级齿轮1，齿轮2的设计为使传动平稳，噪声小，我们选择斜齿圆柱齿轮。以45钢为齿轮材料，并采用调制处理，为避免或减轻齿轮面胶合的危害，要求大小齿轮有一定的硬度差，故齿轮1,2均调制处理是表面硬度一个为240HBS一个为280HBS(校核时以240HBS为准)由教材P171表8-7知，碳钢调制处理时齿面接触应力极限为： =2×240+69=549N/mm2由教材P170表8-9知，齿宽系数 =0.6-1.2 (非非对称布置) 取=1.0则由教材P168图8-38知，载荷集中系数 =1.08由教材P171式8-41知， =60nt=60×1440×8×365×8=2.02×109由教材P171图8-41知，HBS=240时，循环基数 =1.6×107 故在载荷稳定时 = 见教材P171式（8-40) 因为< , 故=1（教材P172）, 则许用接触应力 = 见教材P170式 (8-39)-4由教材P171可得对于调质齿轮=1.1，故=549×1/1.1=499.09N/mm2由教材P170可知，对于斜齿轮，有=73 在减速时，u为齿数比，此处为，即u=4.35由教材P170式(8-38) 可得d1 =73*=37.91mm中心距a= d1*（1+i）/2=101.41mm 取圆整值，a=105mm由课程设计P15关于模数介绍可知，取mn =(0.010.02)a 时能够保证齿轮有足够弯曲强度，此处，取 mn =0.015a=1.575 查教材P141 表8-2可得，mn =1.5螺旋角=8。15。 此处取 =10。由教材P160 表8-6可得 a= mn *（Z1+Z2）/(2cos) 则可得 Z1+Z2 =137.87 取圆整值为138 又有 Z2 = Z1*if=4.35 Z1则Z1=25.79 取圆整值为26 故Z2 =112此时，真是传动比i=112/26=4.31,与if的相对误差为0.93%，由此可知，设计的齿轮可用，不用修正=9.70。故有a=105mm =1.5 =9.70。 Z1= 26 Z2 =112 i1=4.31 高速级齿轮其他参数详见表一高速级小齿轮直接加工在轴上（二）高速级齿轮的校核1、齿根弯曲疲劳强度计算许用弯曲应力F= (教材P174式8-46)对45钢=1.8×240=432N/mm2 (教材P174表8-11)SF=1.72.2取SF=2（教材P174）齿轮为单面受载，则=1 (教材P174)= =4×106(钢质齿轮)=60nt=60×1420×8×365×8=1.99×109由于> ,故=1则F=432×1×1/2=216N/mm2而F= (教材P173式8-44)Z1=26,则ZV1= Z1/cos3=19/cos38.11°=27.15 由教材P173图8-44知，YF1=3.9(*=0)Z1=112,则ZV2= Z2/cos3=80/cos38.11°=8116.94 由教材P173图8-44知，YF2=3.75(*=0) 则校核时以YF1为准=1-=0.931 （教材P173）=1/（） （教材P173）则=0.91.0 取=0.95由教材P167式8-32得=cos1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=cos9.70°1.88-3.2×(1/26+1/112)=1.704 故=0.636V1=2.98m/s 由教材P168图8-39知KV=1.17 载荷集中系数 =1.08故F=3.9×0.618×0.931×=63.42N/mm2因F<F=216Mpa，故齿轮的弯曲强度能够满足要求。-52、齿面接触疲劳强度计算H=ZHZE节点啮合系数 ZH=1.76cos=1.735 弹性系数ZE=271 故H=1.735*271*0.786*=425.02 N/mm2因H< 499.09N/mm2，故齿面接触疲劳强度也满足要求。（三）低速级齿轮1和齿轮2的设计为传动平稳，噪声小，选择斜齿圆柱齿轮。以45钢为齿轮材料，并采用调制处理，为避免或减轻齿轮面胶合的危害，要求大小齿轮有一定的硬度差，故齿轮1,2均调制处理是表面硬度一个为240HBS一个为280HBS(校核时以240HBS为准)由教材P171表8-7知，碳钢调制处理时齿面接触应力极限 =2×240+69=549N/mm2由教材P170表8-9知，齿宽系数 =0.6-1.2 (非非对称布置) 取=1.0则由教材P168图8-38知，载荷集中系数 =1.08由教材P171式8-41知， =60nt=60×1440×8×365×8=2.02×109由教材P171图8-41知，HBS=240时，循环基数 =1.6×107故在载荷稳定时 = 见教材P171式（8-40)因为< , 故=1（教材P172）则许用接触应力 = 见教材P170式 (8-39)-6由教材P171可得对于调质齿轮=1.1，故=549×1/1.1=499.09N/mm2由教材P170可知，对于斜齿轮，有=73 在减速时，u为齿数比，此处为，即u=3.11由教材P170式(8-38) 可得d1 =73*=85.665mm中心距a= d1*（1+i）/2=176.042mm 取圆整值，a=180mm由课程设计P15关于模数介绍可知，取mn =(0.010.02)a 时能够保证齿轮有足够弯曲强度，此处，取 mn =0.015a=2.7 查教材P141 表8-2可得，mn =2.5螺旋角=8。15。 此处取 =10。由教材P160 表8-6可得 a= mn *（Z1+Z2）/(2cos) 则可得 Z1+Z2 =141.8 取圆整值为142 又有 Z2 = Z1*if=3.11 Z1则Z1=34.55 取圆整值为35 故Z2 =107此时，真是传动比i=112/26=3.06,与if的相对误差为1.7%，由此可知，设计的齿轮可用，不用修正=9.56。故有a=180mm =2.5 =9.56。 Z1= 35 Z2 =107 i1=3.06 高速级齿轮其他参数详见表一（四）高速级齿轮的校核1、齿根弯曲疲劳强度计算许用弯曲应力F= (教材P174式8-46)对45钢=1.8×240=432N/mm2 (教材P174表8-11)SF=1.72.2取SF=2（教材P174）齿轮为单面受载，则=1 (教材P174)= =4×106(钢质齿轮)=60nt=60×1420×8×365×8=1.99×109由于> ,故=1-7则F=432×1×1/2=216N/mm2而F= (教材P173式8-44)Z1=35,则ZV1= Z1/cos3=35/cos39.56°=36.50 由教材P173图8-44知，YF1=3.8(*=0)Z1=107,则ZV2= Z2/cos3=107/cos39.56°=111.58 由教材P173图8-44知，YF2=3.75(*=0) 则校核时以YF1为准=1-=0.931 （教材P173）=1/（） （教材P173）则=0.91.0 取=0.95由教材P167式8-32得=cos1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=cos9.56°1.88-3.2×(1/26+1/112)=1.732 故=0.608V1=1.48m/s 由教材P168图8-39知KV=1.1 载荷集中系数 =1.08故F=3.8×0.608×0.931×=30.56N/mm2因F<F=216Mpa，故齿轮的弯曲强度能够满足要求。2、齿面接触疲劳强度计算H=ZHZE节点啮合系数 ZH=1.76cos=1.735 弹性系数ZE=271 故H=1.735*271*0.780*=272.03 N/mm2因H< 499.09N/mm2，故齿面接触疲劳强度也满足要求。五、四个齿轮的参数 齿轮参数见教材P159表8-6，力学参数见教材P165式（8-29），腹板式结构参数见课程设计P46图6.3-9参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮旋向右右左左mn1.51.52.52.5Z26112351079.7。9.56。Cn*0.25han*1an20。ha= han* mn1.5mm2.5mmhf=（han*+ Cn*）* mn1.875mm3.125mmd = 39.566mm170.437mm85.655mm271.627mmda=d+2 ha 42.566mm173.437mm90.665mm276.627mmdf=d-2 hf 35.816mm166.415mm79.415mm265.337mmb=*d小40mm40mm85mm85mmFt=2T/d1327.5N2561.5NFr=Ft/490.2N490.2N946.7N946.7NFa=Ft226.9N226.9N451.7N451.7NFn=Ft/()1433.2N1433.2N2767.9N2767.9ND436mm52mmD3=1.6D457.6mm83.2mmD2=(0.250.35)(D0-D3)取0.3029.351mm49.028mmD1=(D0+D3)/2106.518mm164.914mm倒角n=0.5mn0.751.25倒圆r5mm5mm键槽深 h3.3mm4.3mmC=0.25B10mm22.5mm腹板式齿轮结构如下图所示：六、 轴的设计和校核（一） 、中间轴的设计和校核1、高速轴材料的选择：中间轴材料选择与齿轮的材料相同，为45号钢。2、粗算高速轴最小处直径：查教材P258 表10-2可得，C=118107，因为有轴向载荷，所以取大值，取118，则轴的最小处直径为：d1 =C 由P1=3.803KN n1=331.03r/min C=118 可得-10d1 = 118*=26.63mm 取d1 =30mm3、轴的各段直径的设计由于选用斜齿轮，存在轴向力，故选择角接触轴承，由课程设计P159表6.3 取型号36206 d=30mm a=12.9mm h=3mm D=62mm B=16mm轴颈处 d1 = d5 =30mm 取齿轮工作处定位轴间高度 h1=12mm 因d2上有键槽，则其直径增大4% d2= （d1+2 h1）*(1+4%)=33.2835.36mm取d2=36mm 同理d4=36mm齿轮工作处定位轴间高度h2=（0.070.1）*36=2.523.6mm 取h2=3.5mm齿轮定位轴间直径为d3=48mm4、轴的各段长度的设计查课程设计P160表6.3 轴承宽B2=23mm齿轮端面距箱体内壁距离2=（1015）mm，取2=10mm轴承端面距箱体内壁距离3=（1015）mm，取3=10mm定位轴宽度4=10mm具体尺寸见下图所示：-115、中间轴校核中间轴受力情况如下图所示：Ft1=1327.5N Fr1=490.2N Fa1=226.9NFt2=2561.5N Fr2=946.7N Fa2=451.7N有力平衡关系，可得 FBr*lBA+Fr2* lCA Fr1*lBD=0则可知FBr= （ Fr1*lBD Fr2* lCA）/ lBA=（946.7*113.6-490.2*41.1）/179.2=487.71N同理可得 FAr=（ Fr1*lBD Fr2* lCA）/ lBA=（946.7*65.6-490.2*138.1）/179.2=-31.21N用类似方法可求得 FAt=1960.73N FBt=1928.27NM/C = FAt * lCA=1960.73*41.1=80586N*mmC = FAr * lCA=31.21*41.1=1282.32N*mmD=FBr* lBD =487.71*65.6=31993.78 N*mmM/D= FBt * lBD =1928.27*65.6=126494.51 N*mm则MC=80596.2 N*mmMD=130477.83 N*mm弯矩图如下所示：-12转矩：T=9.55*3.803*/331.03=10971.4 N*mm应力校正系数a= =0.58 则当量弯矩为MVC =80847.02 N*mmMVD=130632.9 N*mm> MVC-13则危险截面在D处 dmin=28.74mm<d1 =30mm故中间轴的强度足够（二）、高速轴的设计和校核1、高速轴材料的选择：高速轴为齿轮轴，材料选择与齿轮的材料相同，故为45号钢。2、粗算高速轴最小处直径：查教材P258 表10-2可得，C=118107，因为有轴向载荷，所以取大值，取118，则轴的最小处直径为：d1 =C 由P1=3.96KN n1=1440r/min C=118 可得d1 = 118*=16.532mm 由于d1上有一键槽，轴径尺寸加大4%，故d1=（1+4%）*16.532=17.193mm 取d1=21mm3、轴的各段直径的设计轴间取h1=12mm d2= d1+2 h1=2325mm 取d2=23mm h1=1mm由于选用斜齿轮，存在轴向力，故选择角接触轴承，由课程设计P159表6.3 取型号36205 d=25mm D=52mm B=15mm a=11.6mm 安装尺寸一般3mm -14特殊时为2.5mm 故d3=25mm 轴间h2=3mm d4= d3+2 h2=31mm= d6 d7= d3=25mm d7为轴环，其右端面为齿轮固定面，取为40mm d5= d4+2 h1=33mm4、轴的各段长度的设计轴承B1=B2=15mm 以电机轴直径d=28mm为准来选择高速轴与电机之间的联轴器，由于T1=26.262N.m n1=1440r/min 查课程设计P210弹性注销联轴器可知，可选择HL2型，此时L1=62mm L总=317mm 齿轮宽度b1=40mm 由中间轴尺寸，作用距离d=41.1mm 两轴承端部距离L0=205mm 其他部分见上图5、高速轴校核高速轴受力情况如下图所示：-15a=11.6mm lCD=42.4mm lBC=139.4mm lBA=87.6mm在高速轴小齿轮中，以计算得Ft=1327.5N Fr=490.2N Fa=226.9N Fn=1433.2N由力平衡关系：FBt*lBD=Ft* lCD FBr*lBD=Fr* lCD+ Fa*D/2 其中D=39.366mm则可得 FBt=Ft* lCD/ lBD=42.4*1327.5/(42.4+139.4) N=309.6N FDt= Ft* lBC/ lBD=139.4*1327.5/(42.4+139.4) N=1017.9N FBr= （Fr*lCD+ Fa*D/2）/ lBD=（490.2*42.4+226.9*39.366/2）/(42.4+139.4)=139.0N FDr=（Fr*lCB+ Fa*D/2）/ lBD=（490.2*139.4+226.9*39.366/2）/(42.4+139.4)=400.6NBC= FBr*lBC=139.0*139.4=19376.6 N.mmM/BC= FBt*lBC=309.6*1239.4=43083.0 N.mmMBC= =47240.0 N.mmDC= FDr*lCD=400.6*42.4=16985.4 N.mmM/DC= FDt*lCD=1017.9*42.4=43159.0 N.mmMDC= =46381.1 N.mm弯矩图如下所示:-16转矩T1=26.262N.m 应力校正系数a= =0.58MVC左=48818.2 N.mmMVC右= =49635.0 N.mm> MVC左所以危险截面在C右侧 dmin=20.8mm前面粗算以及最后取得的轴的最小处直径为21mm，大于dmin=20.8mm 故强度足够（三）、低速轴的设计和校核1、低速轴材料的选择：低速轴材料选择与齿轮的材料相同，也为45号钢。2、粗算低速轴最小处直径：查教材P258 表10-2可得，C=118107，因为有轴向载荷，所以取大值，取118，则轴的最小处直径为：d1 =C 由P3=3.625KN n3=106.44r/min C=118 可得-17d1 = 118*=38.34mm 由于d1上有一键槽，轴径尺寸加大4%，故d1=（1+4%）*38.34=39.88mm 取d1=40mm3、轴的各段直径的设计轴间取h1=12mm d2= d1+2 h1=4244mm 取d2=43mm h1=1.5mm由于选用斜齿轮，存在轴向力，故选择角接触轴承，由课程设计P159表6.3 取型号36209 d=45mm D=85mm B=19mm 安装尺寸一般3。5mm 特殊时为3.3mm ra倒角最小为1 故d3=45mm 轴间h2=3.5mm d4= d3+2 h2=52mm= d6 d5右端面为齿轮的定位和轴向固定面，应足够大，取d5=61mm d8与d3 处均安装轴承，可选同型号的d3= d8=45mmd7= d3+2 h1=45+2*（12）=4749mm 取d7=48mm 4、轴的各段长度的设计轴承处:B=19mm 可加套筒固定（轴向） 取L3= L8=29mm轴环处： a=（0.070.1）d5=（0.070.1）*61=6mm b=1.4a=8.4mm取L5=b=10mm齿轮处：L6=83mm联轴器处：L1=84mm L2=50mm L4=42.5mm L7=11.5mm具体尺寸如下图所示：5、低速轴校核-18低速轴受力情况如下图：轴承作用中心 a=16.4mm5FBt=Ft* lCD/(lBC+ lCD）=73.1*2767.9/(73.1+118.1) N=1058.2NFDt= Ft* lBC/(lBC+ lCD）=118.1*2767.9/(73.1+118.1) N=1709.7NFBr= （Fr*lCD+ Fa*D/2/ lBD=（946.7*73.1+451.7*271.627/2）/(73.1+118.1) =682.8NFDr=Fr- FBr=946.7-682.8=263.9 NBC= FBr*lBC=682.8*118.1=80638.68N.mmM/BC= FBt*lBC=1058.2*118.1=124974.6 N.mmMBC= =148732.1 N.mmDC= FDr*lCD=263.9*73.1=19291.09N.mmM/DC= FDt*lCD=1709.7*73.1=124979.1N.mmMDC= =126454.7 N.mm弯矩图如下所示:-19转矩T3=328.849N.m 应力校正系数a= =0.58MVC左=241479 N.mmMVC右= =228434 N.mm< MVC左所以危险截面在C左侧 dmin=35.28mm前面粗算以及最后取得的轴的最小处直径为40mm，大于dmin=35.28mm 故强度足够-20七、轴承的校核1、高速轴上轴承的校核角接触轴承型号36205，Cr=13.10KN C0r=9.25KN 作用于轴承上的径向载荷为：FrB=338.9 N FrD=1093.9 NFa1=226.9N 故Fa/ C0r=226.9N/9.25KN=0.0245 由教材P288表11-7 取得e=0.55 Fa/Frma*=226.9/1093.9=0.2074<e 故*=1 Y=0 由教材P289表11-8 fp=1.01.2当量动载荷：P=fp(* Frma*+Y fp)=1.2*1093.9=1312.68 NCj= =12.5KN< Cr=13.10KN故轴承强度符合要求2、中间轴上轴承的校核角接触轴承型号36206 径向基本额定动载荷Cr=18.20K