同轴式二级圆柱齿轮减速器,课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目同轴式二级圆柱齿轮减速器机电工程院(系)班设计者指导老师__2011_年1月13日1目录1.题目及总体分析…………………………………………………22.各主要部件选择…………………………………………………23.选择电动机………………………………………………………34.分配传动比………………………………………………………35.传动系统的运动和动力参数计算………………………………46.设计高速级齿轮…………………………………………………57.设计低速级齿轮…………………………………………………108.减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………14１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………15２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………21３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………279.润滑与密封………………………………………………………3010.箱体结构尺寸……………………………………………………3011.设计总结…………………………………………………………3112.参考文献…………………………………………………………312一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为2600N，运输带速度为1.1m/s，运输机滚筒直径为220mm。自定条件：工作寿命8年（设每年工作300天），四年一大修，两年一次中修，半年一次小修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘生产批量:小批量生产减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：１为电动机，２及６为联轴器，３为减速器，４为高速级齿轮传动，５为低速级齿轮传动，７为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器3三.选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝2600×1.1m/s圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η1＝0.992球轴承传动效率(四对)为η2＝0.994弹性联轴器传动效率(两个)取η3＝0.992电动机输出有效功率为KWPPwr069.399.099.099.01.12600232321要求电动机输出功率为kWPr069.3型号查得型号Y112M-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率\kW=4满载转速\r/min=1440选用型号Y112M-4封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比wmnni其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下min/1440rnmmin/54.9522014.311006060rdvnW50~81i(两级圆柱齿轮)3820~6114.76)50~8('n072.1554.951440i88.321iii88.31i88.32i4五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、、、、；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为、、、、；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为、、、、；相邻两轴间的传动比分别为、、、；相邻两轴间的传动效率分别为、、、。轴号电动机两级圆柱减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=371.13n3=95.65n4=95.65功率P(kw)P0=3.07P1=3.04P2=2.98P3=2.92P4=2.86转矩T(N·m)T0=20.35T1=20.15T2=76.62T3=290.62T4=285.55两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比ii01=1i12=3.88i23=3.88i34=1传动效率ηη01=0.98η12=0.98η23=0.98η34=0.99六.设计高速级齿轮目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数１）选用斜齿圆柱齿轮传２）选用７级精度３）材料选择。小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。４）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.88×24=93,取Z2=93。选取螺旋角。初选螺旋角14螺旋角：145目的过程分析结论按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即321)][(12HEHdtttZZuuTkd１）确定公式内的各计算数值（１）试选6.1tK（２）由图１０－３０，选取区域系数433.2HZ（３）由图１０－２６查得78.0188.0266.121（４）计算小齿轮传递的转矩mmNmNT4110015.220.15（５）由表１０－７选取齿宽系数1d（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZE（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim（８）由式１０－１３计算应力循环次数91103.3)283008(114406060hnjLN9921085.088.3/103.3N（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数88.01HNK93.02HNK（１０）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得MPaMPaSKHHNH5406009.0][1lim11MPaMPaSKHHNH5.52255095.0][2lim22MPaMPaHHH25.5312/)5.522540(2/])[]([][216目的过程分析结论按齿面接触强度设计２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得mmdt3.3325.5318.189433.288.388.466.1110015.26.123241（２）计算圆周速度smndvt/5.210006014403.3314.310006011（３）计算齿宽ｂ及模数ntmmmdbtd3.333.3311mmZdmtnt35.12414cos3.33cos111104.3/3.33/04.335.125.225.2hbmmmhnt（４）计算纵向重合度903.114tan241318.0tan318.01Zd（５）计算载荷系数K已知使用系数1AK根据smv/5.2，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数1.1VK由表１０－４查得42.194.481023.01)16.01(18.012.11023.0)6.01(18.012.1322322bKddH由图１０－１３查得35.1FK假定mmNdFKtA/1001，由表１０－３查得2.1FHKK故载荷系数874.142.12.11.11HHVAKKKKK（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得7目的过程分析结论按齿面接触强度设计mmKKddtt10.356.1/8744.13.33/3311（７）计算模数nmmmZdmn42.12414cos10.35cos11mmmmmdn42.110.351按齿根弯曲强度设计由式１０－１７32121][cos2FSFdnYYZYKTm１）确定计算参数（１）计算载荷系数782.135.12.11.11FFVAKKKKK（２）根据纵向重合度903.1，从图１０－２８查得螺旋角影响系数88.0Y（３）计算当量齿数81.10114cos93cos27.2614cos24cos33223311ZZZZVV（４）查取齿形系数由表１０－５查得592.21FaY178.22FaY（５）查取应力校正系数由表１０－５查得596.11SaY791.12SaY（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802（７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01FNK90.02FNK8目的过程分析结论按齿根弯曲强度设计（８）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１２得MPaSKFEFNF57.3034.150085.0][111MPaSKFEFNF29.2444.138090.0][222（９）计算大小齿轮的][FSaFaYY01597.029.244791.1178.2][01363.057.303596.1592.2][222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数据大２）设计计算mmmn00.101597.066.124114cos88.01015.02782.123224对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm＝1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd10.351来计算应有的齿数。于是由7.225.114cos10.35cos11nmdZ取241Z，则9312.932488.32112zZiZ取齿数932421ZZ几何尺寸计算１）计算中心距mmmZZan44.9014cos25.1)9324(cos2)(21将中心距圆整为90mm２）按圆整后的中心距修正螺旋角84.129025.1)9324(arccos2)(arccos21amZZn因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。中心距α=90mm螺旋角084.129目的分析过程结论几何尺寸计算３）计算大、小齿轮的分度圆直径mmmZdmmmZdn1.14384.12cos5.193cos9.3684.12cos5.124cos22211４）计算大、小齿轮的齿根圆直径mmmddmmmddnfnf35.1395.15.21.1435.265.355.15.29.365.22211５）计算齿轮宽度mmdbd9.369.3611圆整后取mmB402；mmB351分度圆直径mmdmmd1.1439.3621齿根圆直径mmdmmdff35.13965.3521齿轮宽度mmB401mmB352验算NdTFt1.10929.36201502211mmNmmNbFKtA/100/6.299.361.10921合适合适七.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程结论选定齿轮精度等级、材料及齿数１）选用７级精度２）由表１０－１选择小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS。３）选小齿轮齿数241Z，大齿轮齿数12.932488.3122ZiZ取932Z10目的过程分析结论按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即3211)][(132.2HEdttZuuTkd１）确定公式各计算数值（１）试选载荷系数3.1tK（２）计算小齿轮传递的转