直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

齐齐哈尔大学普通高等教育（论文）用纸第一章 机器传动装置的总体设计方案1.1 电动机的选择1.1.1 电动机类型的选择按设计要求及工作条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。1.1.2电动机转速选择据已知条件计算得知滚筒轴工作转速为：=601000/d=6010000.75/33044(r.min)V带传动比范围1=24,二级圆柱齿轮减速器传动比2=820；所以电动机转速的可选范围为：，(24)(820)16160；可见电动机转速可选范围为，（16160)447047040(.min)1.1.3电动机容量的选择根据已知条件并计算得到工作机所需有效功率Pw：Pw=nT/9550=18001.7/1000=3.06kw 带V带传动效率： 带0.96 （表32 P-19)联联轴器效率： 联=0.98 （表32 ）齿轮闭式圆柱齿轮传动效率： 齿轮=0.97 （表32）轴承对滚动轴承效率： 轴承= 0.99 （表32）滚筒运输机滚筒效率： 滚筒= 0.96 （表32） 得到传动系统总效率：总= 带（轴承）4（齿轮）2联滚筒=0.960.990.970.980.96=0.816 运输机所需电动机功率：P0=Pw/=3.06/0.8163=3.75kw由表19.1所列Y系列三相异步电动机技术中可以确定，满足PmPr条件的电动机额定功率Pm应取为4 kw。电动机额定功率：Pm=4 kw （表19.1 P322）符合这一范围的同步转速为750. 1000. 1500. 3000(r.min-1)四种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量及价格等因素，为使传动装置的结构紧凑，决定选用同步转速为1500（min-1），电机，其型号为Y112M4，其满载转速nm1440（min-1）1.2确定传动装置的总传动比和分配传动比已知总传动比 i总 = nm/n1440/44=32.73根据传动系统方案，为使带传动的外部尺寸不致过大，取：V带传动比： i带=3高速级传动比： i12 = =3.77低速级传动比： i23= i总/ i12=/=2.89传动系统各传动比分别为：I带 =3 i12=3.77 i23=2.89 1.3传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：联接件、传动件的i和联接件传动件V带齿轮齿轮联轴器运输机传动比i33.772.8911传动效率0.980.970.970980961.3.1各轴转速轴 =/带=1440/3=480（.min-1）轴 =480/3.77=127.32（.min-1）轴 =127.32/2.89=44.06（.min-1） 1.3.2各轴功率轴PP0带3.750.983.675kw轴PP轴承齿轮3.6750.990.973.53kw轴 PP轴承齿轮3.530.990.973.39kw滚筒轴PP轴承联3.390.990.983.29kw 1.3.2各轴转矩电机轴 T0 9550P0/95503.75/4424.87 N.M轴 T9550 P/95503.675/48073.22 N.M轴 T9550P/95503.53/127.32264.78 N.M轴 T9550P/95503.39/44.06734.78 N.M滚筒轴 TP/713.11N.M第二章 传动零件的设计2.1外部零件的设计计算V带的设计：1确定计算功率查表8-6得：，则2确定窄V带型号根据，由图8-9确定选用SPZ型。3确定带轮基准直径由表8-3，8-7取主动轮基准直径从动轮基准直径根据表8-7，取验算带速： 所以带的速度合适。4确定窄V带基准长度和中心距a：根据0.72，初步确定中心距计算带所需的基准长度：+=由表8-2选基准长度 计算实际中心距aa= 5验算小带轮包角：。6求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：由查表8-5c和表8-5d得：。由表8-8得，查表8-2得，则取Z=3根7计算预紧力F由表8-4得q=0.07kg/m,故 8计算作用在轴上压轴力：2.2减速器传动零件的设计计算（齿轮的设计）2.2.1选择齿轮材料、热处理方法及精度等级按图1所示的传动方案，选直齿圆柱齿轮传动。 由于齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮选用45钢，调质，齿面硬度为240270HBS。（表6-6）大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度为160190HBS。由于属一般机械中的齿轮，选8级精度，Ra=3.26.3（表6-12）2.2.2按齿面接触疲劳强度设计 设计公式 （P200 1090）d1t2.32dz11轴小齿轮分度圆直径 确定相关参数： 闭式齿轮传动为提高传动平稳性，以齿数多些为好，小齿轮齿数在20-40之间。1.高速级：取小齿轮数Z1=24，大齿轮数Z2=i12Z1=3.772490.48,取整后Z291 （1）确定公式内各计算值 载荷系数：K=1.3 齿宽系数：d=0.9 非对称布置及软齿面 （表10-6 p198）弹性影响系数：ZE189.8MPa 查表： 小齿轮是合金钢且需调质，Hlim1=590 MPa 大齿轮是45钢正火，Hlim2=450 MPa （图10-21d） 计算应力循环次数：小齿轮N1= 60n1jLh 604801823008 1.1110 大齿轮N2N1/ i12 1.1110/3.77= 3.9310接触疲劳寿命系数：KHN1= 0.9 KHN2= 1.05 （P203图10-19）计算接触疲劳许用接触应力 ，取失效概率为1%，安全系数SN= 1 1= 441 MPa 2= 472.5 MPa （2）计算 d1t 2.322.3267.64mm 计算圆周速度V: V 1.70m/s计算齿宽b b0.9 37.24=60.876mm计算载荷系数：据v1.70m/s,8级精度，由图10-8查的动载系数Kv1.12由表10-3查的KH1.2由表10-2查的使用系数KA1 由表10-4查的8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时: KH 1.15+0.18(1+0.6)+0.3110-3b 1.15+0.18(1+0.60.92) 0.92+0.3110-360.8761.463 KKA Kv KHKH11.21.4361.121.93按实际载荷系数校正： d167.6477.16mm 计算模数： m=77.16/24=3.22mm 取标准值m=3.5mm (3).确定相关参数： d1=mz1=84mm d2 =mz2=318.5mm da1m(z1+2)=65mm da2m(z2+2)=232.5mm df1= m(z1-2.5)=53.75mm df2= m(z2-2.5)=309.75mma高速= (z1+z2)= 201.25mm 对本类设计题目而言，一般来说高速轴与低速轴之间的两中心距之和约270mm为宜。名义齿宽b=d1=0.984=75.6mm 大齿轮齿宽取b2b 取b280；小齿齿宽b1= b2（510） 取b185； 2.低速级： 取小齿轮数Z3=30，大齿轮数Z4=i23Z3=2.893087,取整后Z287 （1）确定公式内各计算值 载荷系数：K=1.3 齿宽系数：d=0.9 非对称布置及软齿面 （表10-6 p198）弹性影响系数：ZE189.8MPa 查表： 小齿轮是合金钢且需调质，Hlim3=590 MPa 大齿轮是45钢正火，Hlim4=450 MPa （图10-21d） 计算应力循环次数：小齿轮N3= 60n2jLh 60127.321823008 大齿轮N4N1/ i12 2.93/2.89= 1.0210接触疲劳寿命系数：KHN1= 0.9 KHN2= 1.05 （P203图10-19）计算接触疲劳许用接触应力 ，取失效概率为1%，安全系数SN= 1 3= 619.5 MPa 4= 495 MPa （2）计算 d1t 2.322.32 98.04mm 计算圆周速度V: V 0.65m/s计算齿宽b b0.9 98.04=88.236mm计算载荷系数：据v0.65m/s,8级精度，由图10-8查的动载系数Kv1.08由表10-3查的KH1.2由表10-2查的使用系数KA1 由表10-4查的8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KH 1.15+0.18(1+0.6)+0.3110-3b 1.15+0.18(1+0.60.92) 0.92+0.3110-388.2361.394 KKA Kv KHKH11.21.3941.081.81按实际载荷系数校正： d198.04109.48mm计算模数： m=109.48/30=3.65mm 取标准值m=4mm 确定相关参数： d1=mz1=120mm d2 =mz2=348mm da1m(z1+2)=128mm da2m(z2+2)=356mm df1= m(z1-2.5)=110mm df2= m(z2-2.5)=338mma高速= (z3+z4)= 234mm 对本类设计题目而言，一般来说高速轴与低速轴之间的两中心距之和约270mm为宜。名义齿宽b=d1=0.9120=108mm 大齿轮齿宽取b2b 取b2110；小齿齿宽b1= b2（510） 取b1115；高速轴和低速轴齿轮相关数据列表(单位:mm)：轴分度圆(mm)齿顶圆(mm)齿根圆(mm)齿宽(mm)高速轴d1=84da165df1=75.25b1=85d2=318.5da2232.5df2=309.75b280模数m=3.5mm中心距a高速=201.25mm低速轴d3=120da3128df3=110b3115d4 =348da4356df4=338b4110模数m=4mm中心距a低速=234mm2.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核：必须 = = = = 式中，Y为齿形修正系数，Y为应力修正系数， 由图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数K0.9 , K=0.95K0.95 , K=0.98由图10-20d查得：弯曲疲劳极限应力=220 MPa ,=180 MPa=220 MPa ,=190 MPa安全系数S1.4 K/S141.4 MPa K/S 122.1 MPa K/S149.3 MPa K/S 126 MPa因为z24 , z93, z30, z87查得： Y=2.65 , Y=1.58 ， Y=2.20 ， Y=1.78Y=2.52 , Y=1.625 , Y=2.215,Y=1.775=54.05 MPa=12.49 MPa=41.71 MPa=70.2 MPa由以上可以知道齿轮齿根弯曲疲劳强度足够。由以上可以知道齿轮齿根弯曲疲劳强度足够第三章 轴的结构设计3.1 选择轴的材料和热处理轴的材料可选45钢,正火或调质处理。3.2高速轴的设计：3.2.1 轴的结构设计与校核：1.轴的设计：高速轴输入轴轴端最小直径：dmin1A 一般A取110dA=110=21.69mm因为高速轴第一段轴径装配大带轮，按经验公式dmin1（0.81.2）d电，查表d电28，dmin12233。取dmin125mm。因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册表取。L1=1.75d1-3=42。因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，取，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段装配轴承且，所以查手册取。L3=B+2=14+10+2=26。段主要是定位轴承，取，L4根据箱体内壁线确定后在确定。段主要是使齿轮轴向定位，故取=50，=10。段装配高速级小齿轮，故取=45，83段装配轴承所以 L6= L3=26。2.轴的校核：取L1=61.5 L2=217.5 L3=86作用在齿轮上的圆周力为： 径向力为作用在轴1带轮上的外力： 求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：由得求并绘制水平面弯矩图：求F在支点产生的反力：求并绘制F力产生的弯矩图：F在a处产生的弯矩:求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，由查得，许用弯曲应力，则：因为，所以该轴是安全的。3.弯矩及轴的受力分析图：见图3.2.2轴承的选用和寿命校核：由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定轴上为深沟球轴承6007，由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，由表16-9，10取取按最不利考虑，则有： 则因此所该轴承符合要求。 图3.2.3键的设计与校核: 根据，确定V带轮选铸铁HT200，由表18-1,由于在范围内，故轴段上采用键：, 采用A型普通键。键校核.为L1=1.75d1-3=42综合考虑取=34得所选键为：由于=45，故段采用键149，L=85-15取键长70.根据挤压强度条件，键的校核为：因为齿轮材料为45钢。由查得，所选键为：3.3中间轴的设计3.3.1 轴的结构设计与校核1.轴的设计中间轴2轴最小直径：A=110=33.29mm考虑到轴上开键槽（要求直径增大4%）和安装比输入轴1轴轴承大一点的轴承以及齿宽的影响。 段要装配轴承，所以查手册取，由表14.1查的选用6212轴承，L1=B+=22+10+10+2=44。装配低速级小齿轮，且取，L2=112，因为要比齿轮孔长度少。段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L3=10。装配高速级大齿轮，取 L4=80-2=78。段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，L1=B+3+ =22+10+10+2+2=47。2.轴的校核：L1=74 L2=107.5 L3=88.5作用在2、3齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力计算垂直弯矩： =39.89求水平面的支承力： 计算、绘制水平面弯矩图： =469.41求合成弯矩图，按最不利情况考虑：求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径： n-n截面: m-m截面: 由于，所以该轴是安全的。3.弯矩及轴的受力分析图：见图3.3.2轴承的选用及寿命校核：由轴尺寸，初步选定轴上为深沟球轴承6212，轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取则，轴承使用寿命4849年范围内，因此所该轴承符合要求。 图3.3.3键的设计与校核：已知， 由表18.1查的，所以取因为齿轮材料为45钢。查手册得L=112-22=90取键长为90. L=78-16=62取键长为63根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为: 3.4低速轴的设计3.4.1轴的结构设计及校核：1.轴的设计：低速轴3轴最小径：dA=110=46.71mm考虑到轴上开键槽（要求直径增大4%）和联轴器以及齿宽的影响，查手册取=65，由联轴器的尺寸决定=107mm 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册得，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取，为使轴承装拆方便，查手册取=80，采用挡油环给轴承定位。选轴承6216: 。 。段考虑到挡油环轴向定位，故取， L4根据箱体内壁线确定后在确定。段使齿轮轴向定位，故取,段装配低速级大齿轮，故取=85，107段要装配轴承，所以查手册取，=B+ =26+10+2=38。2轴的校核：L1=80 L2=187 L3=116作用在齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：.m求水平面的支承力。计算、绘制水平面弯矩图。求F在支点产生的反力求F力产生的弯矩图。F在a处产生的弯矩：求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。 =298.77求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查手册得，许用弯曲应力，则：考虑到键槽的影响，取因为，所以该轴是安全的。3.弯矩及轴的受力分析图：见图 图3.4.2轴承的选用及寿命校核：由轴尺寸，初步选定轴上为深沟球轴承6216:。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取按最不利考虑，则有： =3734.64 则, 该轴承寿命为284.47年,所以轴上的轴承是适合要求的。3.4.3键的设计与校核：因为d1=65装联轴器由表18.1选键为查手册表得因为L1=107初选键长为85,校核所以所选键为: 装齿轮由表18.1选键为查手册得因为L6=107初选键长为100,校核所以所选键为:.第四章 减速器箱体结构设计 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9箱盖壁厚8箱盖加强肋厚8箱盖加强肋厚7箱座分箱面凸缘厚14箱盖分箱面凸缘厚12地脚螺钉数目查手册6地脚螺钉直径M20轴承螺钉直径M14联接分箱面的螺栓M12轴承盖螺钉直径由表4.16及表4.17得 M10凸缘上螺栓凸台的结构尺寸 , , ,由表4.4的荐用值确定 28 2440 85 285轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离16轴承座孔端面至箱外壁的距离 38轴承座孔外的直径 112 160 200轴承螺栓的凸台高 64箱座的深度箱体分箱面凸缘圆角半径 40箱体内圆角半径 9第五章 联接与密封5.1.联轴器的选择：因为低速轴的工作转矩T=734.78N，实际工作转矩，K为工作情况系数，一般取1.52之间，现取查手册选用型号为HL4的弹性柱销联器。5.2润滑方式1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN68润滑油。5.3 密封方法的选取1.选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。2.密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B30-42-7-ACM，（F）B75-90-10-ACM。3.轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定结论本文通过对二级直齿圆柱齿轮减速器的结构形状进行分析，对减速器的动力源、传动系统、执行系统进行方案讨论，得出最后的总体方案。按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整