機械設計課程設計計算說明書-展開式二級圓柱齒輪減速器

PAGEPAGE2機械設計課程設計計算說明書設計題目展開式二級圓柱齒輪減速器目錄一、設計任務書(3)二、動力機的選擇(4)三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(4)四、傳動件設計計算（齒輪）(6)五、箱體設計(12)六、軸與軸承(12)七、輸出軸的校核(16)八、軸承工作壽命校核(18)九、鍵的選擇和計算(19)十、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇(19)十一、總體方案設計圖(21)十二、課程設計總結(jié)(21)十三、參考文獻(22)一．《機械設計》課程設計任務書1.設計題目設計一帶式運輸機的二級齒輪減速器。其傳動簡圖如下：電動機聯(lián)軸器減速器鏈傳動驅(qū)動鼓輪運輸帶2.已知數(shù)據(jù)運輸帶的牽引力 F= 5000 (N)運輸帶工作速度 V= 0.8 ()運輸機驅(qū)動鼓輪直徑 D= 280 (mm)運輸機驅(qū)動鼓輪效率 （包括鼓輪與軸承的功率損失）工作年限6年，每日工作2班運輸帶速度允許誤差為％3.工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，灰塵較多，小批量生產(chǎn)。4.設計工作量減速器裝配圖一張零件工作圖1~3張設計計算說明書一份計算及說明結(jié)果二、電動機選擇工作機所需功率KW效率選擇：根據(jù)手冊表1-7選擇效率如下：分別為彈性聯(lián)軸器、二級圓柱齒輪減速器、滾子鏈傳動的效率：?？傂士偣β蔏W根據(jù)手冊表12-1選用電動機為Y132S-4電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定功率額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速1500r/min，4級Y132S-45.514402.22.368計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.傳動比計算r/min滿載轉(zhuǎn)速總傳動比由手冊表13-2選擇鏈傳動傳動比為設高速軸、中間軸、低速軸分別為I、II、III。設I和II的傳動比為，II和III的傳動比為。由推薦，取=1.4，且得=3.85，=2.752.轉(zhuǎn)速軸I：n1==1440/1=1440r/min軸II：n2==1440/3.85=374r/min軸III：n3==374/2.75=136r/min驗證：原始帶速=54.6r/min,分配傳動比后為r/min誤差=，符合要求。3.扭矩電動機輸出軸I：由手冊表1-7選取一級和二級傳動效率均為0.97（8級精度），即=0.97，=0.97。.=0.97*0.97=0.9409<,符合。軸II：軸III：傳動零件設計計算（一）.高速級1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)由題目所給的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。齒輪精度已經(jīng)選為8級精度。材料：由教材表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)處理），硬度為270HBS；大齒輪材料選擇45鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為230HBS。齒面均為軟齒面。減速傳動中，，選擇小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)。2.按齒面接觸強度設計（軟齒面）有設計計算公式試算：dt≥2.32*3.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選Kt＝1.2由教材表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1由教材表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa由教材圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σHlim1＝620MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝560MPa；由教材式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)（一年按300天計算）N1＝60n1jLh＝60*1440*1*（2*8*300*6）=2.488*10e9N2＝N1/3.85＝6.463*10e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時由教材圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝558MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝532MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==42.28mm計算圓周速度v===3.19m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=φdd1t=1×42.28mm=42.28mmmt===2.114mmh=2.25mt=2.25×2.114mm=4.7565mmb/h=42.28/4.7565=8.89計算載荷系數(shù)K由教材表10—2，已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1；根據(jù)v=3.19m/s,8級精度，由教材圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.22；由教材表10—4查得8級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB=1.451；直齒輪，；由b/h=8.89，KHB=1.451，查教材圖10-13得=1.40，故載荷系數(shù)K：=1*1.22*1*1.451=1.77按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由教材式（10—10a）得d1==mm=48.128mm計算模數(shù)mm=mm=2.41mm模數(shù)標準化：m=2.5mm，則小齒輪齒數(shù)，取z1=20；z2=77d1=m*z1=2.5*20=50mmd2=m*z2=2.5*77=192.5mm大齒齒寬b2=φd*d1=50mm小齒齒寬b1=b2+5=55mm3.校核彎曲強度校核公式確定公式內(nèi)的參數(shù)值由教材圖10-20c查得小齒輪彎曲強度極限，大齒輪彎曲強度極限；由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.91；計算許用彎曲應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則=KFN1*FE1/S=0.88*500/1.4=314.3Mpa=KFN2*FE2/S=0.91*380/1.4=247Mpa查教材表10-5，得小齒（z1=20）：YFa1=2.80,Ysa1=1.55；大齒輪（z2=77）：YFa2=2.23,Ysa2=1.76;載荷系數(shù)=1*1.22*1*1.40=1.708==74.6Mpa<==67.46Mpa<故，彎曲強度均符合要求4.綜上，對于高速級，各主要尺寸：m=2.5mm，z1=20，z2=77，d1=50mm，d2=192.5mm，b1=55mm，b2=50mm；中心距a1=（d1+d2）/2=(50+192.5)/2=121.25mm(二).低速級1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)由題目所給的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。齒輪精度已經(jīng)選為8級精度。材料：由教材表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)處理），硬度為270HBS；大齒輪材料選擇45鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為230HBS。齒面均為軟齒面。減速傳動中，，選擇小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)，取z4=802.按齒面接觸強度設計（軟齒面）有設計計算公式試算：dt≥2.32*3.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）（1）試選Kt＝1.2（2）由教材表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1（3）由教材表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa（4）由教材圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σHlim3＝620MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim4＝560MPa；（5）由教材式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)（一年按300天計算）N3＝60n2jLh＝60*374*1*（2*8*300*6）=6.46*10e8N4＝N1/2.75＝2.35*10e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時（6）由教材圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3＝0.92；KHN4＝0.95計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得[σH]3＝0.92*620MPa＝570.4MPa[σH]4＝0.95*560MPa＝532MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d2td3t≥==67.26mm計算圓周速度v===1.316m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=φd*d3t=1*67.26=67.26mmmt===2.32mmh=2.25mt=2.25*2.32mm=5.22mmb/h=67.26/5.22=12.89計算載荷系數(shù)K由教材表10—2，已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1；根據(jù)v=1.316m/s,8級精度，由教材圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.15；由教材表10—4查得8級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB=1.457；直齒輪，；由b/h=12.89，KHB=1.457，查教材圖10-13得=1.45，故載荷系數(shù)K：=1*1.15*1*1.457=1.676按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由教材式（10—10a）得d3==mm=75.18mm計算模數(shù)mm=mm=2.59mm模數(shù)標準化：m=2.5mm，則小齒輪齒數(shù)，取z3=30；大齒輪齒數(shù)z4=u2*z3=2.75*30=82.5,取z4=83d3=m*z3=2.5*30=75mmd4=m*z4=2.5*83=207.5mm大齒齒寬b4=φd*d3=75mm小齒齒寬b3=b2+5=80mm3.校核彎曲強度校核公式確定公式內(nèi)的參數(shù)值由教材圖10-20c查得小齒輪彎曲強度極限，大齒輪彎曲強度極限；由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.88，KFN4=0.90；計算許用彎曲應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則=KFN3*FE3/S=0.88*500/1.4=314.3Mpa=KFN4*FE4/S=0.9*380/1.4=244.3Mpa查教材表10-5，得小齒（z3=30）：YFa3=2.52,Ysa3=1.625；大齒輪（z4=83）：YFa4=2.21,Ysa4=1.77;載荷系數(shù)=1*1.15*1*1.45=1.668==114.1Mpa<==108.9Mpa<故，彎曲強度均符合要求4.綜上，對于低速級，各主要尺寸：m=2.5mm，z3=30，z4=83，d3=75mm，d4=207.5mm，b3=80mm，b4=75mm；中心距a2=（d3+d4）/2=(75+207.5)/2=141.25mm5.大齒輪均選用腹板式齒輪箱體設計（a=a2=141.25mm）mm名稱符號尺寸關(guān)系及結(jié)果箱座壁厚δ0.025a+3=6.53<8,取為8箱蓋壁厚δ10.02a+3=5.825<8,取為8箱蓋凸緣厚度b11.5δ1=12箱座底凸緣厚度b22.5δ地角螺釘直徑df0.036a+12=17.085,取M16地角螺釘數(shù)目n6軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=12.81,取M14蓋與座連接螺栓直徑d20.6df=10.25，取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)160軸承端蓋螺釘直徑d30.45df=7.69，取M8視孔蓋螺釘直徑d40.35df=5.98，取M6定位銷直徑d0.75d2=7.69，取M8Df，d1，d2至外箱壁距離C116Df，d2至凸緣邊緣距離C214軸承旁凸緣半徑R1C2=14外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+8=38大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離δ11.5δ=12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離δ21.2δ=9.6箱蓋，箱座肋厚m10.85δ=6.8六、軸與軸承1.估算軸承直徑估算公式：軸均選用45鋼，A0查表15-3得，A0=110軸1：mm軸2：=25.4mm軸3：=35.2mm2.軸的結(jié)構(gòu)設計（均選用深溝球軸承）（1）.高速軸設計①聯(lián)軸器位置，直徑20，長為50；其上鍵b*h=6*6端蓋和軸承位置，直徑25，長度33；其上軸承選擇6305，軸承內(nèi)徑d=25mm，外徑D=62mm，寬17mm間隙，直徑32，長度153④齒輪位置，直徑28，長度53；其上鍵：b*h=8*7⑤軸承位置，直徑25，長37；軸承選為6305，軸承內(nèi)徑d=25mm，外徑D=62mm，寬17mm（2）中間軸①軸承位置，直徑30，長19；軸承：6306，軸承內(nèi)徑d=30mm，外徑D=72mm，寬19mm②間隙，直徑37，長21③軸齒（齒輪3）④軸肩，直徑50，長50⑤齒輪2位置，直徑40，長48其上鍵：b*h=12*8⑥軸承位置，直徑30，長42軸承：6306，軸承內(nèi)徑d=30mm，外徑D=72mm，寬19mm（3）低速軸①軸承位置，直徑55，長50軸承：6311，軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑D=120mm，寬29mm②齒輪位置，直徑60，長73③軸肩位置，直徑70，長15④間隙⑤軸承及伸出位置，直徑55，長79軸承：6311，軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑D=120mm，寬29mm（4）軸承蓋：選用凸緣式軸承蓋，尺寸如下：軸計算及結(jié)果高速軸d0=d3+1=7e=1.2d3=7.2D2=D0+5d3=92螺釘數(shù)n=4中間軸d0=d3+1=9e=1.2d3=9.6D2=D0+5d3=112螺釘數(shù)n=4低速軸d0=d3+1=11e=1.2d3=12D2=D0+5d3=170螺釘數(shù)n=6七、輸出軸（低速軸）的校核參數(shù)T3=313.3N.m，n3=136r/min，d3=60，b*h=18*11。（以軸承中心到齒寬中心為長度計算）圖示計算及結(jié)果FrFt66171FtFH1FH2MH:FrFv1Fv2Mv:M:T:Ft=2*T3/d3=2*313.3/0.06=10443.3NFr=Ft*tanα=10443.3*tan20=3801.1NFH1=Ft*171/(66+171)=7535NFH2=Ft-FH1=2908.3NMH=FH1*0.066=497.31NmFv1=Fr*171/237=2742.5NFv2=Fr-Fv1=1058.5NMv=Fv1*0.066=181NmM==529.2NmT=T3=313.3Nm按第三強度理論：取α=0.6（脈動）=3.14*60^3/30-18*6.5*（60-6.5）^2/120=18404.3mm^3==30.5Mpa軸為45鋼，[]=60Mpa<[],符合要求。軸承工作壽命校核（低速軸上）已知：軸上齒輪切向力Ft=10443.3N，徑向力Fr=3801.1N，齒輪4分度圓直徑d=207.5mm，轉(zhuǎn)速n=136r/min;工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；預期壽命Lh'=2*8*300*6=28800h。軸承型號6311。（靠近齒輪的為軸承1，另一個為軸承2）；軸承1：Fv1=2742.5NFH1=7535N軸承2：Fv2=1058.5NFH2=2908.3NFr1==8018.6NFr2==3094.9N；所受的軸向力它們的比值為根據(jù)表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時。計算當量動載荷P，根據(jù)式（13-8a）軸向力為零，則X=1，Y=0;查手冊表6-1得C=71.5KN；由載荷平穩(wěn)得fp=1；P1=fp*Fr1=8018.6NP2=fp*Fr2=3094.9NP1>P2，按軸承1驗算：=86837h>28800h所以，軸承符合要求。九、鍵的選擇和計算按要求對低速軸3上的鍵進行選擇及校核。1）對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d=60mm從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-18mm=45mm。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm。根據(jù)式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵18×11×63GB/T1096-2003。十、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，由高速軸上的齒輪速度為3.19m/s，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查表7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T433-1989），代號為L-AN32。由滾動軸承的dn值，選用油潤滑。油的牌號與齒輪油相同，軸承的油由齒輪飛濺，通過油槽潤滑。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。電機選用Y132S-4 i=26.4=3.85=2.75n1=1440r/minn2=374r/minn3=136r/min8級精度；Kt＝1.2φd＝1N1＝2.488*10e9N2＝6.463*10e8KHN1＝0.90KHN2＝0.95S＝1[σH]1＝558MPa[σH]2＝532MPad1t=42.28mmv=3.19m/sb=42.28mmmt=2.114h=4.7565mmb/h=8.89KA=1KV=1.22KHB=1.451KFB=1.40K=1.77d1=48.128mmm=2.5z1=20z2=77d1=50mmd2=192.5mmb1=55mmb2=50mmKFN1=0.88KFN2=0.91=314.3Mpa=247Mpaa1=121.25mmKt＝1.2φd＝1N3＝6.46*10e8N4＝2.35*10e8KHN3＝0.92KHN4＝0.95S＝1[σH]3＝570.4MPa[σH]4＝532MPad3t=67.26mmv=