机械设计课程设计兰州交大版.doc

机械设计减速器设计说明书 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 拟定传动装置的总传动比和分派传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 齿轮传动的设计.9 5.1 高速级齿轮传动的设计计算.9 5.2 低速级齿轮传动的设计计算.16第六部分 开式齿轮传动的设计.23第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.27 7.1 输入轴的设计.28 7.2 中间轴的设计.32 7.3 输出轴的设计.38第八部分 键联接的选择及校核计算.44 8.1 输入轴键选择与校核.44 8.2 中间轴键选择与校核.44 8.3 输出轴键选择与校核.44第九部分 轴承的选择及校核计算.45 9.1 输入轴的轴承计算与校核.45 9.2 中间轴的轴承计算与校核.46 9.3 输出轴的轴承计算与校核.46第十部分 联轴器的选择.47 10.1 输入轴处联轴器.48 10.2 输出轴处联轴器.49第十一部分 减速器的润滑和密封.49 11.1 减速器的润滑.49 11.2 减速器的密封.50第十二部分 减速器附件及箱体重要结构尺寸.51设计小结.53参考文献.54第一部分 设计任务书一、初始数据 设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 15000 N，V = 0.26m/s，D = 450mm，设计年限（寿命）：2023，天天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二. 设计环节1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 拟定传动装置的总传动比和分派传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 开式齿轮的设计7. 轴的设计8. 滚动轴承和传动轴的设计9. 键联接设计10. 箱体结构设计11. 润滑密封设计12. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮和工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，规定轴有较大的刚度。3.拟定传动方案：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-工作机。二. 计算传动装置总效率ha=h12h24h32h4h5=0.9920.9940.9720.950.96=0.808h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮传动的效率,h4为开式齿轮传动的效率，h5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择圆周速度v:v=0.26m/s工作机的功率pw:pw= 3.9 KW电动机所需工作功率为:pd= 4.83 KW执行机构的曲柄转速为:n = 11 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i0 = 26，二级圆柱齿轮减速器传动比i = 840，则总传动比合理范围为ia=16240，电动机转速的可选范围为nd = ian = (16240)11 = 1762640r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。电动机重要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG132mm51531521617812mm388010333.2 拟定传动装置的总传动比和分派传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机积极轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/11=87.27（2）分派传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为开式齿轮传动和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取i0=5，则减速器传动比为:i=ia/i0=87.27/5=17.5取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 3.67第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI = nm = 960 = 960 r/min中间轴：nII = nI/i12 = 960/4.77 = 201.26 r/min输出轴：nIII = nII/i23 = 201.26/3.67 = 54.84 r/min小开式齿轮轴：nIV = nIII = 54.84 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pdh3 = 4.830.99 = 4.78 KW中间轴：PII = PIh1h2 = 4.780.990.97 = 4.59 KW输出轴：PIII = PIIh1h2 = 4.590.990.97 = 4.41 KW小开式齿轮轴：PIV = PIIIh1h2 = 4.410.990.99 = 4.32 KW 则各轴的输出功率：输入轴：PI = PI0.99 = 4.73 KW中间轴：PII = PII0.99 = 4.54 KW中间轴：PIII = PIII0.99 = 4.37 KW小开式齿轮轴：PIV = PIV0.99 = 4.28 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI = Tdh1 电动机轴的输出转矩:Td = = 48.05 Nm 所以：输入轴：TI = Tdh1 = 48.050.99 = 47.57 Nm中间轴：TII = TIi12h2h3 = 47.574.770.990.97 = 217.9 Nm输出轴：TIII = TIIi23h2h3 = 217.93.670.990.97 = 767.95 Nm小开式齿轮轴：TIV = TIIIh1h2 = 767.950.990.99 = 752.67 Nm 输出转矩为：输入轴：TI = TI0.99 = 47.09 Nm中间轴：TII = TII0.99 = 215.72 Nm输出轴：TIII = TIII0.99 = 760.27 Nm小开式齿轮轴：TIV = TIV0.99 = 745.14 Nm第五部分 齿轮传动的设计5.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿数z2 = 224.77 = 104.94，取z2= 105。（4）初选螺旋角b = 14。（5）压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）拟定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T1 = 47.57 N/m选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.44。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos22cos20.561/(22+21cos14) = 30.647aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos105cos20.561/(105+21cos14) = 23.178端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 22(tan30.647-tan20.561)+105(tan23.178-tan20.561)/2 = 1.647轴向重合度：eb = dz1tanb/ = 122tan(14)/ = 1.746重合度系数：Ze = = = 0.689由式可得螺旋角系数Zb = = = 0.985计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6096011030028 = 2.76109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76109/4.77 = 5.8108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 522 MPasH2 = = = 495 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 495 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = = 42.028 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = = = 2.11 m/s齿宽bb = = = 42.028 mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 2.11 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.12。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100047.57/42.028 = 2263.729 NKAFt1/b = 1.252263.729/42.028 = 67.33 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分派系数KHa = 1.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.46。则载荷系数为：KH = KAKVKHaKHb = 1.251.051.41.46 = 2.6833）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 70.647 = 83.932 mm及相应的齿轮模数mn = d1cosb/z3 = 83.932cos13/23 = 3.556 mm模数取为标准值m = 3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a = = = 164.717 mm中心距圆整为a = 165 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角b = = = 13.419即：b = 13258（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = = = 70.935 mmd2 = = = 259.066 mm（4）计算齿轮宽度b = dd1 = 170.935 = 70.935 mm取b2 = 71 mm、b1 = 76 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1）拟定公式中各参数值计算当量齿数ZV3 = Z3/cos3b = 23/cos313.419 = 24.989ZV4 = Z4/cos3b = 84/cos313.419 = 91.266计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan13.419cos20.482) = 12.599当量齿轮重合度：eav = ea/cos2bb = 1.651/cos212.599= 1.733轴面重合度：eb = dz3tanb/ = 123tan13.419/ = 1.747重合度系数：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.733 = 0.683计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbYb = 1-eb = 1-1.747 = 0.805由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.8计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分派系数KFa = 1.4根据KHb = 1.46，结合b/h = 10.52查图得KFb = 1.43则载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 1.251.051.41.43 = 2.628计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 238.86 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 175.536 MPa sF1sF2 = = = 165.942 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足规定。5.重要设计结论 齿数z3 = 23、z4 = 84，模数m = 3 mm，压力角a = 20，螺旋角b = 13.419= 13258，中心距a = 165 mm，齿宽b3 = 76 mm、b4 = 71 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2384螺旋角左13258右13258齿宽b76mm71mm分度圆直径d70.935mm259.066mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha3mm3mm齿根高hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2ha76.935mm265.066mm齿根圆直径dfd-2hf63.435mm251.566mm第六部分 开式齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿数z2 = 225 = 110，取z2= 109。（4）初选螺旋角b = 。（5）压力角a = 20。2.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即1）拟定公式中的各参数值。试选载荷系数KFt = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T4 = 752.67 N/m选取齿宽系数d = 1。计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y 。端面压力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos) = 20aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos22cos20/(22+21cos) = 30.537aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos109cos20/(109+21cos) = 22.67端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 22(tan30.537-tan20)+109(tan22.67-tan20)/2 = 1.723轴向重合度：eb = dz1tanb/ = 122tan()/ = 0基圆螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tancos20) = 0当量齿轮重合度：eav = ea/cos2bb = 1.723/cos20= 1.723重合度系数：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.723 = 0.685计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbYb = 1-eb = 1-0 = 1计算当量齿数ZV1 = Z1/cos3b = 22/cos3 = 22ZV2 = Z2/cos3b = 109/cos3 = 109由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.83计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6054.8411030028 = 1.58108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.58108/5 = 3.16107由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.88、KFN2 = 0.91取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 314.29 MPasF2 = = = 247 MPa = = 0.0135 = = 0.0161由于大齿轮的大于小齿轮，所以取 = = 0.01612）试算齿轮模数 = 3.8 mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1 = mntz1/cosb = 3.822/cos= 83.6 mmv = = = 0.24 m/s齿宽bb = = = 83.6 mm齿高h及宽高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (21+0.25)3.8 = 8.55 mmb/h = 83.6/8.55 = 9.782）计算实际载荷系数KF由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 0.24 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.02。齿轮的圆周力Ft1 = 2T4/d1 = 21000752.67/83.6 = 18006.459 NKAFt1/b = 1.2518006.459/83.6 = 269.24 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分派系数KFa = 1.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.171，结合b/h = 9.78查图，得KFb = 1.141。则载荷系数为：KF = KAKVKFaKFb = 1.251.021.41.141 = 2.0373）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn = = = 4.119 mm模数取为标准值m = 4.5 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a = = = 294.75 mm中心距圆整为a = 1.58 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角b = = = 0即：b = 000（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = = = 99 mmd2 = = = 490.5 mm（4）计算齿轮宽度b = sdd1 = 199 = 99 mm取b2 = 99 mm、b1 = 104 mm。4.重要设计结论 齿数z1 = 22、z2 = 109，模数m = 4.5 mm，压力角a = 20，螺旋角b = 0= 000，中心距a = 1.58 mm，齿宽b1 = 104 mm、b2 = 99 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m4.5mm4.5mm齿数z22109螺旋角左000右000齿宽b104mm99mm分度圆直径d99mm490.5mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha4.5mm4.5mm齿根高hfm(ha+c)5.625mm5.625mm全齿高hha+hf10.125mm10.125mm齿顶圆直径dad+2ha108mm499.5mm齿根圆直径dfd-2hf87.75mm479.25mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 4.78 KW n1 = 960 r/min T1 = 47.57 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 45.039 mm 则:Ft = = = 2112.4 NFr = Ft = 2112.4 = 787 NFa = Fttanb = 2112.4tan12.3390 = 461.8 N3.初步拟定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 19.1 mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5，则:Tca = KAT1 = 1.547.57 = 71.4 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2023或手册，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为25 mm故取d12 = 25 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为44 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度 1）为了满足联轴器的轴向定位规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 35 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 44 mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 42 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作规定并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7207C，其尺寸为dDT = 357217 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 =