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1、機械設計課程設計計算說明書 設計題目：雙級斜齒圓柱減速器 設計者： 鄒文杰 U200911549 專業(yè)班級:能源 0907 指導教 J _ 2011 年 12 月 14 日目錄 一 . 設計任務書 - (3) 二. 課程設計要求 - (3) 三 . 傳動方案的分析與擬定 - (3) 四 .電動機的選擇 - (3) 五. - 傳動比的分配 - (5) 六傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 - (5) 七傳動部件的設計計算 - (6) 1. - 開式齒輪傳動 - (6) 2. - 減速器圓柱齒輪選擇 - (8) 3. - 各級軸的設計計算 - (16) 4. - 初選滾動軸承 (17) 5. - 聯(lián)軸器
2、的選擇 (18) 6. - 箱體設計所涉及到的基本尺寸 - (18) 7. - 低速軸各部件的校核 - ( 21) 8. - 潤滑及密封方式的選擇 - (25) 八設計小結 - (26) 九參考資料 - (27) 一 設計任務書 設計課題:設計一帶式運輸機傳動裝置中雙級圓柱齒輪減速器（外傳動件為 開式齒輪傳動 ）設計數(shù)據(jù)及工作條件： F=13000N，v=0.47m/s,D=405mm; 生產(chǎn)規(guī)模：小批量；傳動比誤差： i 2%-4%工作環(huán)境：稍有灰塵； 載荷特性：有沖擊；工作年限： 5 年；兩班制 二. 課程設計要求 1. 減速器機械傳動裝配圖一張，零件圖兩張（低速級齒輪軸和低 速級大齒輪）
3、，設計計算說明書一份。 2. 設計中所有標準均按我國標準采用，設計說明書應按規(guī)定紙張 及格式編寫。 3. 設計圖紙及說明書須按進度完成。 三傳動方案的分析與擬定 已知：已知有效拉力F=13000N,帶速 V=0.47m/s，滾筒直徑 D=405mm 工作機滾筒的轉(zhuǎn)速 NW=60*1000v/ n D=22.16 轉(zhuǎn)/ 分 工作機所需的有效功率為 Pw=FV/1000=6.11kw 四電動機的選擇 1. 根據(jù)動力源和工作條件， 宜選用 Y 系列三相 異步電動機 2. 電動機功率的選擇 A. 計算總效率 查表得： n仁0.97 圓柱齒輪的傳動效率（8級精度、兩組） n 2=0.99 聯(lián)軸器的效率
4、n 3=0.98 開式齒輪的效率n 4=0.96 滾筒的效率 n 5=0.96 滾動軸承的效率 則傳動裝置的總效率為n = n i2 n 22 n 3n 4 n 52 則電動機所需的效率為 Pd=Pw/ n B. 電動機的轉(zhuǎn)速選擇為常用的同步轉(zhuǎn)速 1500r/min和1000r/min兩種，根據(jù)所需功率和轉(zhuǎn)速, 選電動機如下： 方案 號 電動機型 號 額 疋 功 率 /kw 同步轉(zhuǎn)速 /(r/mi n) 滿載轉(zhuǎn)速 /(r/mi n) 總傳 動比 軸外 伸軸 徑/mm 軸外 伸長 度/mm Y160L-6 11 1000 960 43.32 42 110 二 Y160M-4 11 1500 14
5、60 65.88 42 110 方案二中的電動機轉(zhuǎn)速高，價格低，總傳 動比較大，便于分配傳動比時各級分到的傳動 比均在推薦值范圍內(nèi)大即電機型號為 Y160M-。查表知，該電動機的中心高 H=160, 軸外伸直徑 D=60mm,軸外伸長度 E=110mm。 五.傳動比的分配 由于總的傳動比較大，而該方案中的開 式齒輪傳動處于低速級，取傳動比為 i3=4.3 則 減速器的總傳動比為i= 65.88/4.3=15.321 雙級齒輪高速級傳動比為ii 1.3 i 4.463 雙級齒輪低速級傳動比為i2=i/i i=3.433 六. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 A.各軸的轉(zhuǎn)速計算 一級齒輪傳動主動輪：
6、 ni =n w=1460r/mi n 二級齒輪傳動主動輪： n2=n/ii=327.134 二級齒輪傳動從動輪： n 3=n2/i2=95.291r/mi n 開式齒輪傳動主動輪： n4=n3=95.291r/mi n B.各軸的輸入功率計算 P1二P* n 2=7.5537kw P2=P1*n 1* n 5=(7.5537*0.97*0.99)kW=7.2538kw P3=P2*n 1* n 5=(7.5538*0.97*0.99)kW=6.9658kw P4=P*3*n 2* n 5=(6.9658*0.99*0.99)kw=6.8272kw C. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 Ti =9550
7、P i /n i =49.409 m T2=9550 P2/n2=211.760N m T3=9550P P3/n3=698.108N m T4=9550P P4/n4=684.217N m 以上計算結果列于下表 軸號 轉(zhuǎn)速 n/ (r/mi n ) 功率 P/kw 轉(zhuǎn)矩 T/(N.m) 傳動比 i 1 1 1460 7.5537 49.409 4.463 2 327.134 7.2538 211.760 3.433 3 95.291 6.9658 698.108 1 4 95.291 6.8272 684.217 七. 傳動部件的設計計算 1.外部傳動-開式齒輪傳動 已知傳動比i=4.3 n
8、仁95.291, n2=22.16r/mi n. 開式齒輪的主要失效形式為齒面磨損和輪齒折 斷，按彎曲疲勞強度設計，通過增大模數(shù)來考慮 模損的影響。 選擇直齒軟齒面?zhèn)鲃?選擇材料：初步估計大齒輪的直徑會超過 500mm，故大小齒輪材料均選鑄鋼，小齒輪 200HBS，大齒輪 170HBS。 由齒面硬度查圖得： (X Fliml =170MPa (X Flim2=160MPa 應力循環(huán)次數(shù) N1=60a n1 t = 60*1*95.291*(5*300*16) =1.37*108 N2=N1/i1=3.19*107 查機械設計得 圖 3-7： ZN1=ZN2=1 接觸強度計算壽命系數(shù) 圖 3-9
9、： YN1 YN2 1 彎曲強度計算壽命系數(shù) 查表得： 彎曲強度： SF min = 1 .4 則： 由式 3-2 得 FP1=X Flim1 *Yst*YN1/SFlim=243Mpa FP2=X Flim2 *Yst*YN1/SFlim=228Mpa 考慮開式齒輪模損的影響。 X Fp1 =X Fp1*80%=194.4Mpa Fp2 =X Fp2*80%=182.4Mpa 已知，小齒輪的輸入轉(zhuǎn)矩為 Ti=684217N -mm m*2KTi/孔*Zi2)*(YFP*Y sa/ a Fp) K=1.5, Wd =0.4,Zi 取 20, Z2 取 86 對 于 小 齒 輪 YFp*Y sa
10、/ a Fp=2.84*1.55/194.4= 0.02264 對 于 大 齒 輪 YFp*Ysa/ a Fp=2.3*1.06/184.2= 0.01324 應代入小齒輪的 m*誰*1.5*684217*0.02264/(0.4*20 2)=6.62 m=m*1.1=7.282 取標準值 m=8 考慮到滾筒不能與小齒輪干涉， m(Z1+Z2)*405.m 取 8 時沒有干涉即取 8 符合條件。 d1=160mm.da1=d1+2*ha1*m=176mm df1=d-2*(hf+c*)*m=140.8mm d2=688mm.da2=d2+2*ha2*m=704mm df2=d2-2*(hf+c
11、*)*m=668.8mm Ft=2*T/d 1=2*684.217/160*10-3=8552.7N Fr=Ft*tan?=3113N Fn=Ft/cos?=9101.6N 2.減速器內(nèi)部圓柱齒輪的設計計算 A. 高速級齒輪傳動 已知 T仁49.409N m 本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度 比大齒輪大3050HBS。具體選擇如下 小齒輪：45鋼，調(diào)制處理，硬度為 217255HBS;大齒輪：45鋼，正火處理，硬度 為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為 230HBS， 大齒輪為200HBS。 由齒面硬度查圖得： (X Fliml =220MPa (X Flim2=210MPa (X H
12、liml =580MPa X Hlim2=550MPa 應力循環(huán)次數(shù) N1=60a ni t = 60*1*1460*(5*300*16) =2.102*109 N2=N1/i1=4.710*108 查機械設計得 圖3-7: ZN1 = ZN2=1 接觸強度計算壽命系數(shù) 圖3-9: YN1 YN2 1 彎曲強度計算壽命系數(shù) 查表得：接觸強度：SHmin=1 彎曲強度：SFmin=1.4 則：由機械設計：式3-1有：（注：修正系數(shù)Yst=2） 由式3-2得Hp1 H Iim1 Z N1 SH min 580 1.0 1 580Mpa Hp2 H Iim2 Z N 2 SH min 550 1.0
13、 1 550Mpa 由于設計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳 動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過 小，也可能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳 動課按齒面接觸疲勞強度進行設計，確定主要的 參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。 已知，小齒輪的輸入轉(zhuǎn)矩為=49409Nmm 初估齒輪圓周速度 v10m/s。根據(jù)齒輪的傳 動的工作條件，可以選用斜齒圓柱齒輪傳動。 由估計的圓周速度，初選齒輪為 8級精度。 初選參數(shù)如下： B =12；Z=26,Z=26*4.463=116.X=X=0,取 % 由于電動機驅(qū)動，沖擊較小，齒輪的速度不 高，非對稱分布，州的剛性不太好，可以取工況 系數(shù)K=1.6 查機械設計
14、得 圖 3-15 : ZH =2.45 表 3-5 : ZE =189.8/ Mpa 取 Z =0.8、Z = cos =0.989Fp1 Fp2 F lim1YSTYN1 220 2 1 SF min Flim2 YSTYN 2 SF min 1.4 210 2 1 1.4 314.28Mpa 300Mpa 由式3-14得 mn二di*cos/zi=43.300*cos12/26=1.629mm 查表3-7，取標準模數(shù)g =2.0mm 則中心距 a=mn*（Z 什Z2）/2*COS 3 =145.17mm 圓整后取a=146mm 調(diào)整螺旋角為3 二arccos =13 26 34 所以，計算
15、分度圓直徑為 d1二也旦 =2x26/ （cos13 26 34） cos =53.456mm d2 =2a- di =238.535mm 此時，計算圓周速度為 V= A=i460XnX 53.456/60000 60000 =4.087m/s 與估計值相近，以上計算正確。 齒寬 大齒輪 bi = vPd*di=53.465mm 取 54mm. 小齒輪 b2=b1+5= 59mmHP HP2 550MPa di 3 /ZHZEZ Z 2 2KTi ii 1 .（ - ） HP i1 =43.300mm 驗證齒輪的彎曲疲勞強度如下 當量齒數(shù) Zj=乙/cos3 =28.26 z 2 = z2 /
16、cos3 =126.08 查圖 3-18 得：YFa1= 2.59 YFa2=2.18 查圖 3-19 得：Ysai=1.60 Ysa2=1.77 取 Y =0.7 Y =0.9 計算彎曲應力得： 2KT1 F1 bdfYsalY Y =2*1.6*49409*2.59*1.60*0.7*0.9/(54*53.465*2) 71.48 FP1 =71.48*2.18*1.77/(2.59*1.6)=66.56MPa FP2 由此可知，所選擇的參數(shù)及傳動方案符合要求， 故確定方案參數(shù)如下： mn=2.0 B = 13 26 34 a=146mm d1=53.456mm d2=238.535mm
17、b2=54mm d=59mm B.低速機齒輪傳動 已知扭矩 T1=211.760N mm 本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度 比大齒輪大3050HBS。具體選擇如下F2 Y Sa2Y Fa2 Y SaY Fa1 小齒輪：45鋼，調(diào)制處理，硬度為 217255HBS;大齒輪：45鋼，正火處理，硬度 為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為 230HBS, 大齒輪為200HBS。 由齒面硬度查圖得： (X Fliml =220MPa a Flim2=210MPa (X Hliml =580MPa a Hlim2=550MPa 應力循環(huán)次數(shù) N1=60a ni t = 60*1*327.134*(
18、5*300*16) =4.71*109 N2=N1/i2=1.372*108 查機械設計得 圖 3-7: ZN1 = ZN2=1 圖 3 9 : Y N1 YN2 1 查表得：接觸強度：SHmin=1 彎曲強度：SFmin=1.4 則：由機械設計：式3-1有：（注：修正系數(shù)Yst=2） 由式3-2得 接觸強度計算壽命系數(shù) 彎曲強度計算壽命系數(shù) Hlim1 Z N1 Hp1 SH min 580 1.0 1 580Mpa Hp2 H Iim2 Z N 2 SH min 550 1.0 1 550Mpa Fp1 F lim1 YSTYN1 220 2 1 314.28Mpa min 1.4 由于設
19、計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳 動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過 小，也可能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳 動課按齒面接觸疲勞強度進行設計，確定主要的 參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。 已知，小齒輪的輸入轉(zhuǎn)矩為 Ti=211760N -mm 初估齒輪圓周速度 v10m/s。根據(jù)齒輪的傳 動的工作條件，可以選用斜齒圓柱齒輪傳動。 由估計的圓周速度，初選齒輪為 8級精度。 初選參數(shù)如下： B =12。，Z=26,Z=26*3.433=87.X=X=0,取 =1 由于電動機驅(qū)動，沖擊較小，齒輪的速度不 高，非對稱分布，州的剛性不太好，可以取工況 系數(shù)K=1.6 查機械設計得 圖 3-
20、15 : ZH =2.45 表 3-5 : ZE =189.8, Mpa 取 Z =0.8、Z = cos =0.989 Fp2 Flim2 YSTYN 2 210 2 1 SF min 1.4 300Mpa HP HP2 550MPa 由式3-14得 mn二di*cos/zi=73.158*cos12/26=2.75mm 查表3-7，取標準模數(shù) g =3.0mm 則中心距 a=mn*(Z i+Z2)/2*cos 3 =173.28mm 圓整后取a=175mm 調(diào)整螺旋角為3 二arccos =15 2 48 所以，計算分度圓直徑為 d1 = nZL =2X26/ (cos13 26 34)
21、cos =80.770mm d2 =2a- d| =270.266mm 此時，計算圓周速度為 V= AA=i460XnX 53.456/60000 60000 =1.348m/s 與估計值相近，以上計算正確。 齒寬 大齒輪 bi = vPd*d i=80.770mm 取 81mm. 小齒輪 b2=b1+5= 86mm 驗證齒輪的彎曲疲勞強度如下di 3 - k)2 HP 2KT1 d ii 1 =73.158mm ii 當量齒數(shù) z 1 = Z)/cos3 =28.87 z2 = z2/cos3 =96.599 查圖 3-18 得：YFai 二 2.57 YFa2=2.25 查圖 3-19 得
22、：Ysa1=1.63 Ysa2 = 1.76 取 Y =0.7 Y =0.9 計算彎曲應力得: =2*1.6*211760*2.57*1.63*0.7*0.9/(81*80.770*3) 91.11.2 S 10 齒輪端面與內(nèi)機 壁距離 2 2 3（或 10 15） 12 機蓋，機座肋厚 mi|, m m 0.85 , m, 0.85 1 m1=7 m 7 軸承端蓋外徑 D2 D2 D + （55.5 ） d3 （凸緣式） D1=115 D2=115 D3=144 減速器的箱體采用鑄造（HT150制成，采用剖分 式結構. 1. 機體有足夠的剛度 在設計箱體時除有足夠的壁厚外，還在軸承座孔 凸臺
23、上下作出剛性加強肋 （ 根據(jù)需要進行設置）。 2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，采用密封散熱。 因其傳動件速度較小，故采用侵油潤油，為保證 機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬 度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 6.3 3. 機體結構有良好的工藝性 . 鑄件壁厚為 8，圓 角半徑為R=5機體外型簡單，拔模方便，鑄件 均有 1:20 或者 1:10 的拔模斜度 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū) 的位置，并有足夠的空間，以便于能對內(nèi)部進行 操作。窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一 塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片 加強密封，蓋板用鑄鐵
24、制成，用 M6螺釘緊固 B 放油孔和螺塞 ： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其 他部件靠近的一側(cè)，以便放油。放油孔用螺塞堵 住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械 加工成螺塞頭部的支承面， 并加封油圈加以密封。 C 油面指示器： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔 而溢出。 D 通氣器： 由于減速器運轉(zhuǎn)時， 機體內(nèi)溫度升高， 氣壓增大， 為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣 器，以便保證箱體內(nèi)壓力與外界平衡。 E 起蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚 度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋 . F 定位銷：
25、 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精 度，在機體聯(lián)結凸緣 的長度方向各安裝一圓錐定 位銷，以提高定位精度。 G 起吊裝置： 在機蓋上直接鑄出吊耳，用以起吊或搬運。 7. 制圖結束后各項數(shù)據(jù)均清晰，開始校核低速軸 的各種部件是否滿足條件： 根據(jù)各項條件畫出設計出軸戸 7ft fl AP.5 u 口 nn (1) 軸的校核 先畫出軸的受力分析 畫出軸的水平受力分析 r Ft仁 Ft*141/(70+141)=3495.7N Ft2二Ft-Ft仁 1747.8N 則水平面的彎矩圖如下圖所示 畫出豎直面內(nèi)的受力分析如圖 F1=(Fr*141+Fa* (270.266/2)/(70+141)=22
26、24N F2二Fr-F1 = 1976.2-2224=-247.8N 畫出豎直面內(nèi)的彎矩圖 155.680N-M _34,94N-M 畫出扭矩圖 X p=(2T/d)/(lh/2)=4T/dhl=4*685/ 此處的強度夠 (72*12*48) =66MPa100Mp即 685N-M 校核四號齒輪處 M=辺44.72+155.68&=290NM 有沖擊認為是脈動循環(huán)，？=0.6 Mca= M+(0.6T)2=503NM 軸的直徑為72mm,選20*12型的鍵t=7.5mm W=0.1d3-bt(d-t)2/2d=0.1*723-20*7.5* (72-7.5)2/(2*72) = 32
27、891.2mm3 (X ca二Mca/W=503000/32891.2=15.3MPa60MPa 軸端聯(lián)軸器處 T=685NM Mca=0.6*685=411NM d=50mr選16*10型的鍵 W=0.1d3-bt(d-t)2/2d=0.1*503-16*6*(50-6 ) 2/2*50=10641.5mm3 X ca=Mca/W=38.6MPa60MPa 可知此軸的剛度夠 (2) 軸上鍵槽的校核 對于四號齒輪處的鍵槽 易知四號齒輪處和軸端聯(lián)軸器處為危險面處 對于聯(lián)軸器處 (X p=(2T/d)/(lh/2)=4T/dhl=4*685/(50*10*70)=78MPae可知X=0.56，Y用
28、線性插值的方 法得到為2.01 P1=fp(X1Fr1+ YFaJ =5467.28N 軸承1所受的軸向載荷為軸向外載 Lh=(106/60n)*(ff*cr/p”=587579h=81.6y 滿足條件 8.潤滑及密封方式的選擇 對于所設計的二級圓柱斜齒輪減速器，由于 傳動裝置所傳遞的轉(zhuǎn)矩不是很大屬，且在頻繁的 啟動過程中，會有輕微的振動，宜采用油潤滑。 而查機械設計課程設計知：對于轉(zhuǎn)速不是很 高，載荷中等的齒輪傳動，應選擇運動粘度在 177mn/s的潤滑油，查表后知，可選擇代號為 L-CKC320的潤滑油。并裝至規(guī)定高度。適宜高 度計算如下： H (3050) (2ha c) mn或 H(3
29、050)+10 取其中的大值。本例計算后可取為 H=65mm而最 大咼度一般應咼于最低咼度(510) mrp所以可 取為75mm 考慮密封性，主要是為了保證機蓋與機座聯(lián)接 處的密封良好，防止內(nèi)部潤滑油的外溢。相接觸 的表面應進行精加工，連接凸緣要有足夠的寬度。 連接用的螺栓要有足夠的強度和合適的數(shù)量，并 盡量均勻分布，以保證作用力的均勻分布。 八設計小結 一直以來都覺得自己不能做什么事情只會紙上談兵， 確實從一 年級到現(xiàn)在也很難得做點什么出來。 雖然是學工科出身，但是卻不能 面向應用這是件多么遺憾的事。經(jīng)過三周的課程設計以后，覺得自己 也能做點事了，自信心很足了 在這三周中幾乎每天都在畫圖，把
30、軟件 autocad的二維功能用的 很熟了。以前老是覺得自己無一技之長，但是在任務面前，我和全年 級的同學們一樣，裝上軟件，摸索一下之后就開始畫，這是對自主學 習能力的極大認可。我覺得應該趁著這股勁把 inven tor也好好學一 學。畢竟會做事，還要會展示才行，三維圖比二維圖更加直觀，更加 能讓人接受 在設計的過程中我也見識了工業(yè)設計的一般方法， 很好地借鑒了 別人的成果。對于一些標準件，能調(diào)用的就調(diào)用，這極大的節(jié)約了時 間。除此以外，我還必須時時記住控制成本，在滿足強度剛度的要求 下在推薦值中也是盡量往便宜的材料選，往用料最省的方面選 九.參考資料 機械設計（第二版） 華中科技大學出版社 機械設計課程設計（第三版） 華中科技大學出版社 機械原理（第二版） 華中科技大學出版社 畫法幾何及機械制圖 華中科技大學出版社
帶運輸機雙級斜齒圓柱齒輪傳動說明書
