二级展开式圆柱直齿轮减速器设计.docx

机械设计基础课程设计一二级眼柱齿轮减速器书目、带式运输机的设计任务书1二、 传动方案的确定2三、 电动机的确定3四、传动比的安排与各轴转速与扭矩3五、 历轮的设计4六、 轴的设计计算9七、 轴的校核'15八、键的校核'24九、轴的转配草25设计任务书一、带式运输机传动装置的设计任务书带式传动机工作原理带式传动机示意图如图所示工作条件：两班制连续单项运转，载荷平稳室内工作，有粉尘，环境最高温度35度运用折旧期：8年检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修动力来源：电力，三相沟通电压380/22OV运输带速度允许误差：±5%制造条件与生产批量：一般机械厂制造小批量生产设计数据：运输带工作拉力：4000N,运输带I：作速度1.6,卷筒直径400设计过程计算结果二、传动方案的确定依据作要求可拟定几种传动方案如图所示设计过程计算结果A图所示为电动机干脆与两级直齿圆柱齿轮减速器相连接，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸较大。B图所示为一级蜗杆减速器，结构简洁，尺寸紧凑，但效率低，适用于教荷较小、间歇工作的场合，须要进行热平衡计算，防止齿面发生胶合。C图所示为锥齿轮减速器一一开式齿轮，开式齿轮易发生磨损D图所示为二级同轴式圆柱齿轮减速器，径向尺寸小，结构紧凑，但轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同综合设计的环境考虑，选择方案A三、电动机的确定传动装置的总效率：=娟¾2鼠=0.877查表机械实际课程设计手册表17,其中轴承效率7=0.99,联轴器效率%=0.99,啮合效率小=0.97,搅油效率a=0.99PM=二也gAW=7.63，1000%"I(XX)X0,877X0.96外：匚作机实际须要电动机的输出功率，A,：工作的实际须要的输入功率，/电动机的输出效率行，机械设计课程设计手册表12-1选取电动机的型号为Y1601,额定功率为P“=11,满载转速为%=1460%h四、传动比的安排与各轴转速与扭矩选择方案A传动总数率”0.877Prf=7.61电动机Y1604额定功率11满载转速1460.-146060V60×1.6与-min/1.=rmin=76rmn7m'n初x0.4总传动比：/=-=19.2176则第一级传动比为：i=4.8,其次级传动比：4=4各轴转速%=1460Ijn，ni=3O4rmin，a="=76rminAh各轴扭矩T=9550X&=955OX=72,mnj146()总传动比19.21高速级传幼比/,=4.8低速级传动比1.=4设计过程计算结果M=T%=72O99=71.NwMi=Miiji'it=328rmMi=M21./4=1250jVm各轴的转速与扭矩如图表格所示轴号转速nO转矩T(Nm)114607123043283761250五、齿轮的设计1.高速历轮的设计选择齿轮的材料：小齿轮材料为40（调质）硬度为280,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240选择小齿轮的齿数为4=25,大为轮的齿数为x2=25x4.8=1201）按齿面强度设计由计算公式进行计算用返IVM4。”确定公式的值：选择载荷系数（=1.3计算小齿轮的转矩M11460查机械设计第八版表10-7选取齿宽系数：=1.查机械设计第八版表10-6取得材料的弹性影响系数IZ£=1898WP(户查机械设计第八版图10-21(d)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限(THE=60(W¼:大齿轮的接触疲惫强度极限b22=550MPa计算应力循环次数M="震”=7x10，M=60必=60x1460x1x(2x8x300x8)=3.36x10”设计过程计算结果由机械设计第八版图IO-19取接触疲惫寿命系数Khsi=0.90;Ktix2=0.95计算接触疲惫许用应力，取失效概率为1%,平安系数1,1.=5皿=0.9X600,WPn=540,WPaSw,=4侬!她,工=0.95X55QMPa=5225WpaS计算小齿轮分度圆直径.d7'(4+DZ/d.3x7.2x1.0'x5.8x1.89.9,产.'dti-j勺x4.8×522,52=57.14计算圆周速度：y=i'M""=4.36S60×I(XX)计算齿宽:b=ttdu=I×57.1.4mm=57.14mm计算载荷系数：依据4.36,7级精度，由机械设计第八版图10-8查的动载荷系数KV=I.14,直齿轮K,0=K,0=1.,表10-2查的运用系数储=1,由表IOY查的小优轮相对支撑非对称布置时KW=I.423,查图10-13得KW=I.35,故载荷系数为KHKKKItt1.KHpHI622按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径4=4,2=5714卬詈"=615mm计算模数,=?=鬻=2.462）依据齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为，券（错）确定公式内各数值：由机械设计第八版图10-20c杳得小齿轮的弯曲疲惫强度极限=500AfPa:大齿轮的弯曲强度极限%2=38OMP”;由图1078取弯曲疲惫寿命系数KEw=O.85.Ki=0.88,弯曲疲惫平安系数1.4设计过程计算结果弯曲疲惫许用应力为瓦】=%=喟%一。0.88x3801.4MPa=238.86M&计算载荷系数K=KAKVK3Kor=I1.41.1.35=1.539查取齿形系数、应力校正系数为查表10-5Ym=2.62;Yfa2=2.151;a=1.59：Ysa2=1.80计算大小齿轮的牛。并加以比较kJ小齿轮：产=2警j9=0.0137303.57大的轮：2k.=÷1.51.x1.8°=（）.0162aF,238.86大齿轮数值大设计计算m,陷衿）=S539×72x1XOOI62-=WgW*RV1x25-则模数取整2.0,分度圆直径4=638w”,小齿轮齿数Z1.=-1.M32I1.1.大齿轮齿数22=4.8x32=1542、低速齿轮的设计选择齿轮的材料：小齿轮材料为40（调质）硬度为280,大为轮材料为45钢（调质）硬度为240选择小齿轮的齿数为z$=25,大齿轮的齿数为z4=25×4=I001）按齿面强度设计由计算公式进行计算V媪3Gti确定公式的值：选择载荷系数&=1.3设计过程计算结果计算小齿轮的转矩T95.5x1企A95.5X105×11X0.99×0.97×0.99x,7,=N-mn2304=3.28X10'Nw查机械设计第八版表10-7选取齿宽系数：=1查机械设计第八版表10-6取得材料的弹性影响系数IZ=189.8M炉查机械设计第八版图10-21(d)按齿面硬度杳得小齿轮的接触疲惫强度极限6“柿=600M4；大齿轮的接触疲惫强度极限h11>4=550.WPij计算应力循环次数M=60血=60x304*1x(2x8x300x8)=7XKrM=铝=1.75x10*由机械设计第八版图IOT9取接触疲惫寿命系数,二094=095计算接触疲惫许用应力，取失效概率为1%,平安系数1wI=KZbHQ=0.9X600MPa=540MPaS,f1.=Kwy=0.95X550MPa=522.5MPaS计算小齿轮分度圆直径2.32叵巫Z=2.32画画返回，3VMeft1×4×522.52=95.8/n/n计算圆周速度：v=J=o.25m60x1000计算齿宽:b=力4,=1×95.8wm=95.8mm计算载荷系数：依据0.125,7级精度，由机械设计第八版图10-8查的动载荷系数KV=1.o1,直齿轮K.=3=1,表10-2在的运用系数KN=I,由表10-4杳的小齿轮相村支掠非对称布置时Kw=1.423,查图10-13得Kffi=1.35,故载荷系数为K=K“KvK,nK1.1.f1.=1.437按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径dy=J,1>I=95.8X=99.05”NK1.1.3计算模数m=4=迎=3.961ZJ252)依据齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为:,¾(2)确定公式内各数值：由机械设计第八版图10-20c在得小齿轮的弯加疲劳强度极限b"j=500MP4;大齿轮的弯曲强度极限SE4=380M&；由图10-18取弯曲疲惫寿命系数Kfn3=0.85.KMM=0.88,弯曲疲惫平安系数1.4弯曲疲惫许用应力为KFNQs0.85x5001.4MPa=303.57MPaE1.=甘如23计算载荷系数K=KAKrKK,*=IX1.O1.X1.XI.35=1.364查取齿形系数、应力较正系数为杳表10-5Ym=2.62;%,=2.18;=1.5%1.=1.79汁算大小齿轮的吊彳并加以比较小齿轮：21=262x159=o.()137303.57大齿轮：件=222=0.0163t1.238.86大齿轮数值大设计计算、2KTTf.2×I364×3.28×IO5×O.O163oq.cIHr(-r-f)=Y-7：mm=2.858/M/nVV×25-设计过程计算结果则模数取整3.0,分度例直径4=99.05加，小齿轮齿数Zj=34m大齿轮齿数z,=434n36六、轴的设计计算1、高速轴的设计1）、已知条件:高速轴传递的功率由=1089hv;转速/»,=1460rmin；小齿轮分度圆直径d1.=Mmmi齿轮宽度自=M,转矩7.2X10'Nmm2）、确定轴的直径：先按式dNC行初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45号钢（调质）处理，依据机械设计第八版表15-3取得112,则2C杵=UN=23”3）、联轴器的型号选取：H机械设计第八版表14-1,取KA=I.3,则联轴器的计算转矩为Tj=KT1=1,3X7.2XIO4,>nm=8.7×IO4/V-mm,查机械设计课程设计手册表8-7选用1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250N,半联轴器的孔径为4=22,wn,故取4_：=22加，半联轴器的长度为1.=64”，半联轴器与轴的协作毂孔长度为1.1=32mm=21.42/"?J1.2=22mm1.i=321.=Mmm1.1.i=32nm=25mmdyi=30161.Zc=30"”4）、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示2、依据轴向定位要求确定轴的各段直径与长度（1）轴向定位要求2轴段右端要求制出一轴肩，取1.,_,=32mm（2）考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，当量摩擦系数最小，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圆轴线偏斜量大量生产，价格酸低，故选用深沟球轴承，依据42=22"，查机械设计课程设计手册表6-1,选6206型深沟球轴承，则&_3=25"”，d一=30”16,3-4段安装轴承，左端用轴段挡圈定位，右端用轴肩定位，%=48三,因为8-9段轴也要安装一个相同的轴承，故也=30"，d?_（=32"，=1.f=20，j（3）4-5段轴没有什么与之相协作的零件，但是其左端要有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位d=34“，&_6=4（）mnt,1.5.6=（）ntm,£4_5=89/h/m（4）轴承盖的总宽度为10（由减速器和轴承盖的结构设定）：依据轴承的装拆与便于对轴承添加油滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为20至此已初步确定轴的长度。（5）轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采纳平键连接，按/=22，选择键”A=66,25,b×h=IO×850为了保证齿轮与轴协作的良好的对中性,半联轴器与轴的协作选用“%60滚动轴承与轴的冏向定位是借过渡协作来保证的此处选轴的公差尺寸公差为m61.u=48mmJ7.8=32df,_7=34mmd=1.56=IOmm1.T=89J4_5=34/n/nrf5.6=40mm49=161.7=20（6）确定轴的倒角和圆角:参考表15-2取轴端倒角为45度，各轴轴肩处的圆角为1.6医大国轮.dwg2017/7/297:14AutoCADq中郎0工作图.dwg2017/7/297:14AutoCADqSIES.dwg2017/7/297:14AutoCAD）回国鸵减速器jpg2017/9/129:21JPEG图像¾iSi+3SJ5!jpg2017/9/129:18JPtG图6)Wjpg2017/9/129:20JPEG图像西二Jfi屣开式国柱直齿6«速器设计.doc2017/9/129:18Microsoft设计过程计算结果2、中间轴的设计1）、已知条件：高速轴传递的功率生=1045hv;转速n2=304min；小齿轮分度圆直径4=64,mi：齿轮宽度a=64，转矩3.281.O5Mmm2）、确定轴的直径：先按式dC4初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢（调质）处理，依据机械设计第八版表15-3取得112,则<nC=1.I2=36,5,3）、轴承的选择：通过查机械设计课程设评手册表6-1,选6208型深沟球轴承，40.18所以42=40”“4）、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示2、依据轴向定位要求确定轴的各段直径与长度，由高速轴的设计可知轴的总长度为：1.=B+1.v4+1.4.,+1.,+1.1.t_1+=231mm,1-2段轴我们取Z12=40“，2=40，与1-2段协作的深沟球轴承轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采纳套筒进行轴向定位，2-3段轴要与齿轮协作，故要有个轴肩，这里我们取df=47"，又由于小齿轮齿宽100,依据与齿轮相协作部分的轴段长度一般应比轮毅长度短2-3所以取Aj=97，为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将34的直径比2-3段略微大一些,，这里取其直<min=36.5m42=40mm1981.11=40mm1.i.y=97mm4_4=56mmA1.=744-j=47mm1.,i.i=66mmd,_3=41mm径为dz=54"“，由于3-4段轴主要起轴肩作用，没有与之协作的零件且依据设计方案，这里取47=7加。4-5段要与大齿轮相协作，且为了能利用2-4段的轴肩，所以此段轴的直径要比3T段的直径小，这里我们取d4-=50""",由于大齿轮的齿宽为69,依据齿轮相协作部分的轴长度一般比轮毂长度短2-3,所以取ZMS=66mm.5-6段的轴与设计过程计算结果之相协作的零件是轴承，所以其直径和长度与轴右端的轴承d,f1.=4()mm样，故4=4()mm.1.iw=40">1.j.6=40mm3、轴上零件的周向定位：齿轮的周向定位都采纳平键连接dy=47查机械设计课程设计手册表4-1得平键截面b×h=I4×9»56,di.f=A1.ttim,80,齿轮与轴的协作为H76,轴承与轴为过渡协作4、确定轴的倒角和圆角：参考表15-2取轴端倒角为45度，各轴肩处的圆角为1.63、低速轴的设计1)、已知条件：高速轴传递的功率外=9.42痴：转速阳=76rmin；小齿轮分度圆直径=Io；齿轮宽度A=100”，转矩1.25X10"Nmm2)、确定轴的直径：先按式dC行初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45号钢（调质）处理，依据机械设计第八版表15-3取得112,则设计过程计算结果心c相=I12偿=55.84”3）、联轴器的型号选取：H机械设计第八版表14-1,取0=1.3,则联轴器的计算转矩为Tti1.=KJy=1.3×1.25×106/V-nun=1.625×106f-mm,查机械设计课程设计手册表8-7选用4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N,半联轴器的孔径为=60”"”，故取4=60三,半联轴器的长度为1.=142m,八,半联轴器与轴的协作毂孔长度为1=1074）、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示具体图=纸：三二1爸爸五四。六O3231885406尊由8史科*19岁=7月13日（公历）巨蟹座展秀ntHa合金食3<9CA分马点子的与穿心莲的空间全套资料低拾10快起2、依据轴向定位要求确定轴的各段直径与长度，由高速轴的设计知轴的总长度为237,且已经选定联轴器，其公称转矩为2500Nm,半联轴器的孔4=60”“,故取九=6Omn,半联轴器的长度为A=I42m*半联轴器与釉协作技术的毅孔长度为£,=107"，7-8段轴的长度我们取1.=IO5”，6-7段相对与d,t,-55.84nwnIrs=()5md7.ti=60mm<6.7=68w11=50""1.5,6=30mmdy=75""d2.7=751.,_,=15”1.i.f=63mm<4.s=85=99mm1.v4=Snim4=75"""1.,.,=40mm7-8段要做个轴肩，这里我们取4“=68”"，4,.7=50mm,5-6段要与滚动釉承相协作，考虑到主要承受径向力轴向也可承受小的轴向载荷“当量摩擦系数最小，在高速转时也可以承受纯的轴向力，工作中容许的内外圆线偏斜殳大量生产价格最低，故选深沟球轴承，杳机械设计课程设计手册表6T选6215型深沟球轴承75,25,所以1.W,=3OMn,dst=15mm.15段轴的没什么零件与之协作且依据整体的设计方案，此段轴的直径为d1.s=85"”,1.45=63Wt,齿轮的右端采纳轴肩固定，轴肩而取7,所以4T=99，轴的宽度为h,=8/n/n»2-3段轴的与齿轮相协作由前面设计可知齿轮的宽度105,依据齿轮的相协作部分的轴的长度般应比毅短2-3,则=102""，仆=85”"，12段与轴承相协作，协作轴承与5-6段轴承相同，则4_2=75，1.12=40mm设计过程计算结果3,轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采纳平键连接，查机械设计课程设计手册表4-1按J,.x=85，"？，选择键>=2012,90.d,1.t=60mm选择键×=1.81.90,为了保证齿轮与轴协作的良好的对中性,半联轴器与轴的协作选用%6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡协作来保证的此处选轴的公差尺寸公差为m64、确定轴的倒角和圆角：取轴端的倒角为45度，各轴的轴肩处的倒角为1.6设计过程计算结果七、轴的校核1、高速轴的校核:作用在齿轮上的作用力;Ffi=F,ttana=225()tan200=819NV岛=舄=2394"'Fix=2250X60÷241=560.05/Vr=819×60÷241=203.9VF2x=2250×181÷241=1.689.83f/；,.=8I9×18I÷24I=6I5.O8,MX=560.0581.=87047.55Nmmf,=203.9x181=31684.59N，M=JMX产+M=87O47.552+3I684.592=92634.71.Vmm7j=72000f三高速轴的受力图，弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示设计过程计算结果高速轴的强度校核从图中可分析危急截而为截面，则有«IWIJ图示中截面的泻矩为Mi=42×92634.71÷I7I=22752.38Nm>nn=""涔t=12.65M'因为45号钢，调质处理的=6(WPa故此两个截面都平安，2,中间轴的校核各个齿轮上的作用力为Fri=F1.1.Iana=2250tan20。=819N卫辽*25ON464r2,2×3.28x05a_.,"4I(X)Fri=FCtana=656()tan2(F=2387N%=I415.29N,%=3889.72Nx=152.71.V,%=420.28NMx3=107562.04,三,3=295618.72N”v2=8933.54Nnun,M、？=24586.38f-mmf,=JMJ+My=314579.I1.V-minM.=Jmx,'+MJ=26159.09rmm4i>I*中间轴的弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示设计过程计算结果按轴的扭转强度校核由图知危急截而为截面，则有O3=Jm；(QT)=31.45MP查45号调质处理钢的b=60MP”,故此截面平安中间轴的精度校核截面2的左侧抗弯截面系数：W=O.I/=O.I40'=64(K)三,抗扭截面系数：IY=O,2/=0.2x40'=12800/截面2的左侧的弯矩为W=314579.1Ix48.5+76=20075U4Nmrn截面上的弯曲应力为4=乜=20075M4MPa=3,37M4W6400截面上的扭转切应力O=击=:黑：)MPa=25.63MPa轴的材料为45钢，调制处理，由6机械设计15-1查得q=640MPaQT=275MPaQ=I55,WPa，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表32得，a.=206=1.66又由附图3T可得轴的材料的敏感系数为：%=()82q=0.85故有效集中应力系数为：C=1+-1)=1+0.82x(2.06-1)=1.87Kr=1+(7r(,-1)=1+0.85X(I.66-1)=1.57由机械设计图3-23-3知尺寸系数和扭转尺寸系数分别为:%=0.67,凡=0£2轴表面按磨削加工,由机械设计图37得表面质量系数为乩=0=Os,轴未经表面强化处理则凡=1则综合系数为“K.I,1.871ICooKa=2+1=+1=2.88°qA0.670.92设计过程计算结果K"4+-!-1.=空+-!-1.=200由图3-1,3-2得碳钢的特性%0.820.92系数为%=0.1."=0.05,F是计算平安系数值S=%=?=30S"K1.ja+t,m2.88×31.37+O.OSr=W=5.90KE+>a,Sm=/'Sj=271>1.5,故此截面平安V÷V截面面2的右侧抗弯截面系数为:W=().k'=0.1×47-'=10382.3'抗扭截面系数为：W1=0.2/=0.2×4O5=20764.6"“'弯曲应力为?="=200751.14a=N加.W10382.3抗弯被面系数为：r=7=328000MPa=15.79MPa姆过盈协作处的U=3168=253,轴按磨削力口工，由附图3-4得5与表面质量系数为4=4=0.92,则综合系数为z=2-+-1=3.25oPaK1=21.-1=262所以截面2的右侧的平安系数为%ASa=-=4.38K,+m3.251.9.34+O.I=-=7.35,鼠=7挛y=3.76>1.5,故截面平安K3+仍JS+Sr2设计过程计算结果低速轴的校核作用在齿轮上的作用力为,.2T?2×3.28×10F.=-*=6560N“d3100Ffi=Fatana=6560tan20o=2387/V%=2139.74N,=778.59rF2x=1608.41/V,Fii=4420.26fMX=I22239/v=335939.76.VhwM=357488.37Vww弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示设计过程计算结果轴的弯扭合成校核由图分析知危急被面为截面，则有犷:""=3.78,W*,查45号调质处理钢的H=60时Pa,故此截面平安由于截面2存在轴肩有应力集中则有4=WW率=856M%Mb，查45号钢调制处理=60PdKJ,此截面平安。轴承的寿命校核高速轴中的轴承为：6206型深沟球轴承，基本额定动载荷C=IISKV,两个轴承的受力分别为£,=819x50+221=185.29N,E,=8I9×I71.÷221.=633.7hV,因为轴承为深沟球滚子轴承，故取1,0乂因为2轴承的径向力大，则只需校核2轴承寿命，轴承的当量动载荷为P11=XF1.+YFu=633.7IN轴承额定寿命为4=亮()=(221.h设计过程计算结果轴承预期寿命为9600h<6821.21h,故此轴承满意要求中间轴的轴承寿命校核：6208型深沟球轴承，基本额定幼教荷为C,=295*N各轴承所受径向力分别为6,=3889.72N,7r=420.28/V,由于此轴承无轴向力则取1,0(=1.1,因为2轴的力大，则只需校核2轴，2轴的当量动载荷为化,=4(xF,+r1)=4862.286，则轴承的额定寿命为=17515.39/,>9600轴承的预期寿命，故此轴承合格60p)低速轴的寿命校核：6215型深沟球轴承，基本额定动载荷为Cf-66.QkN各轴承所受径向力分别为凡=77859N,F2r=4420.26N,由广此轴承无轴向力则取1,04=1，因为2轴的力大，则只需校核2轴,2轴的当量动载荷为p“=/XE+优)=4862.286N,则轴承的额定寿命为1.ft=-Si=548460.63/»>9600轴承的预期寿命，故此轴承合格60£1PJ八、键的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由6机械设计第八版表6-2查得许用挤压应力bj=100T20P,取其平均值为110.高速轴的与联轴器协作的键的强度为p=-=2x71x1。,=94.67,WPa1,.此键平安kid0.5620×251”高速轴中与齿轮协作的键的强度为：空=凶。_=20.88M¼a，此键平安rkid0.5x8x50x341八中间轴与大齿轮协作的键的强度为：?=2X304X101=57.49M&卜J,此键平安'kid0,5×950471.,i设计过程计算结果中间轴与小齿轮协作的键的强度为：%=2304x1°1.=31.94M%b,此键平安rUd0.5x9x90x471低速轴与联轴器协作的键的强度为：4=?=22500,=84.17MPbJ,此键平安pkid0.51.90601”低速轴与大齿轮协作的键的强度为；11=-=2x250U.=61.73MPbJ此键平安'kidO.5×I2×9O×751九、轴的装配草图