机械设计课程设计双级齿轮圆柱齿轮减速器Word格式.docx

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使用期限：

5年

工作制度：

1班/日

二、传动方案拟定

传动方案如图1所示，整个系统由电动机，减速器，联轴器，卷筒，带式输送机组成。

减速器为三轴线双级斜齿轮减速器。

三、电动机的选择

1.选择电动机类型

按题目要求，选择Y系列三相异步电动机

2.选择电动机容量

1计算工作所需功率Pw

Pw=FV/1000=1600×

1/1000=1.6KW

nw=60×

1000V/πD=60×

1000×

1/400π=47.75r/min

2传动总效率

机械传动概率值：

圆柱齿轮（闭式）η=0.97；

滚动轴承η=0.98；

弹性联轴器η=0.99。

η总=0.992×

0.983×

0.972=0.87

3电动机输出功率Pd=Pw/η总=1.84KW

4电动机额定功率Ped

根据表20-1，选取电动机额定功率Ped=2.2KW

5电动机转速

先根据工作机主动轴转速nw和传动系统中各级传动比的常用范围，推算出电动机转速可选范围。

根据表2-1，单级圆柱斜齿轮传动比i=3~5，则电动机可选范围nd=nw.×

i2=430~1194r/min。

符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min。

综上，根据电动机容量和转速，参考表20-1，选定电动机型号Y112M-6。

其主要指标：

额定功率：

2.2KW，同步转速1000r/min，满载转速940r/min，转矩比2.0，质量45Kg。

四、计算总传动比及分配各级的传动比

1.总传动比i=nm/nw=940/47.75=19.69

i=i1×

i2=19.69

2.合理分配各级传动比

i1=（1.1~1.5）i2；

取i1=1.2i2

所以i1=4.86，i2=4.05

五、运动参数及动力参数计算

图2

1.计算各轴转速

nⅠ=940r/min

nⅡ=nⅠ/i1=193.4r/min

nⅢ=nⅡ/i2=47.75r/min

2.计算各轴功率

PⅠ=Pdη01=1.84*0.99*9.98=1.785KW

PⅡ=PⅡη12=1.785*0.97*0.98=1.697KW

PⅢ=PⅡη23=1.697*0.97*0.98=1.60KW

3.计算各轴输入转矩

TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=18.1N·

m

TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=83.8N·

TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=323.23N·

项目

电动机轴

高速轴Ⅰ

中间轴Ⅱ

低速轴Ⅲ

转速（r/min）

940

193.4

47.75

功率（KW）

1.84

1.785

1.697

1.616

转矩（N·

m）

18.1

83.8

323.23

传动比

1│4.86│4.05

效率

0.97│0.92│0.88

六、齿轮的设计计算

㈠．选择齿轮材料及精度等级

按题目要求，选择斜齿圆柱齿轮。

精度选择：

根据减速器为通用减速器，选择齿轮为7级精度。

材料选择：

小齿轮选用40Cr（调质），硬度为280HBS；

大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。

㈡．设计高速级大，小齿轮（注：

公式，图表均查自《机械设计》）

选小齿轮Z1=20，按照传动比，大齿轮Z2=97

初选螺旋角β=14°

→按齿面接触强度计算，即按照公式10-21

进行试算

A：

确定公式内各计算数值

1.试选Kt=1.6

2.由图10-30，选取区域系数ZH=2.433

3.由图10-26，查得εα1=0.76，εα2=0.87，εα=εα1=+εα2=1.63

4.计算小齿轮传递转矩

5.由表10-7选取齿宽系数Φd=1

6.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2

7.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。

8.由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60*940*1*（1*8*250*5）=5.64*108

N2=N1/4.86=1.16*108

由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.97。

9.计算接触疲劳许用应力

去失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：

[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.92*600=552MPa

[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.97*550=533.5MPa

[σH]1=（[σH]1+[σH]2）/2=542.75MPa

B：

设计计算

1.试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：

d1t≥[（2*1.6*18.1*1000/1/1.63）*（5.86/4.86）*（2.433*189.8/542.75）2]1/3=31.42mm

2.计算圆周速度V=（πd1tnⅠ）/（60*1000）=1.55m/s

3.计算齿宽b及模数mnt

b=Φd*d1t=31.42mm

mnt=d1tcosβ/Z1=31.42*cos14°

/20=1.52mm

h=2.25mnt=3.42mm，b/h=9.19

4.计算纵向重合度εβ=0.318ΦdZ1tanβ=1.586

5.计算载荷系数K

已知使用系数KA=1.25；

根据V=1.55m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.09；

由表10-4查得KHβ的值为1.42；

由图10-13查得KFβ=1.35；

由表10-3查得KHα=KFα=1.2

故载荷系数K=KA*KV*KHβ*KHα=1.25*1.09*1.2*1.42=2.32

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d1=d1t（K/Kt）1/3=31.42*（2.32/1.6）1/3=35.56mm

7.计算模数mn

mn=d1cosβ/Z1=35.56*cos14°

/20=1.73mm

→按齿根弯曲强度设计，即按照公式10-17

确定计算参数

1.计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25*1.09*1.2*1.35=2.21

2.根据纵向重合度εβ=1.586，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88

3.计算当量齿数

ZV1=Z1/cos3β=21.89；

ZV2=Z2/cos3β=99.62

4.查取齿形系数

由表10-5查得YFa1=2.73，YFa2=2.182

5.查取应力校正系数

由表10-5查得YSa1=1.568，YSa2=1.789

6.求[σH]1，[σH]2弯曲疲劳许用应力

由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度σFE2=380MPa；

由10-18图，取弯曲疲劳寿命系数

KFN1=0.87，KFN2=0.92

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

[σF]1=KFN1σFE1/S=310.71MPa

[σF]2=KFN2σFE2/S=244.29MPa

7.计算大，小齿轮的YFaYSa/[σF]，并加以比较，选择较大值

小齿轮YFa1YSa1/[σF]1=0.01378

大齿轮YFa2YSa2/[σF]2=0.01597

大齿轮的值更大

mn≥[（2*2.21*18.1*1000*0.88*cos2β/1*202*1.63）*0.01597]1/3

=1.175mm

根据齿根弯曲强度确定模数，取mn=1.5mm

按接触疲劳强度算得分度圆直径35.56mm来计算齿数。

于是由

Z1=d1cosβ/mn=35.56*cos14°

/1.5=23.00

取Z1=23

则Z2=uZ1=112

C：

几何尺寸计算

1.中心距计算

a=（Z1+Z2）mn/2cosβ=104.35mm，将中心距圆整为104mm

2..按圆整后中心距修正螺旋角

β=arccos[（Z1+Z2）mn/2a]=arccos（135*1.5/2/104）=13.21°

β值改变不多εα，Kβ，ZH不修正

3.计算大，小齿轮分度圆直径

d1=Z1mn/cosβ=35.44mm；

d2=Z2mn/cosβ=172.57mm；

4.计算齿轮宽度b=Φd*d1=35.44mm

圆整后去B2=36mm，B1=41mm。

㈢．设计低速级大小齿轮（注：

选小齿轮Z1=20，按照传动比，大齿轮Z2=81

N1=60n1jLh=60*193.4*1*（1*8*250*5）=1.16*108

N2=N1/4.05=2.87*107

由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.97,KHN2=0.995。

[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.97*600=582MPa

[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.995*550=547.25MPa

[σH]1=（[σH]1+[σH]2）/2=564.625MPa

d1t≥[（2*1.6*83.8*1000/1/1.63）*（5.05/4.05）*（2.433*189.8/564.625）2]1/3=51.57mm

2.计算圆周速度V=（πd1tnⅡ）/（60*1000）=0.52m/s

b=Φd*d1t=51.57mm

mnt=d1tcosβ/Z1=51.57*cos14°

/20=2.5785mm

h=2.25mnt=5.8mm，b/h=8.89

根据V=0.52m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=0.8；

由图

10-13查得KFβ=1.35；

故载荷系数K=KA*KV*KHβ*KHα=1.25*0.8*1.2*1.42=1.704

由式10-10a，得d1=d1t（K/Kt）1/3=51.57*（1.704/1.6）1/3=52.66mm

mn=d1cosβ/Z1=52.66*cos14°

/20=2.55mm

1.计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25*0.8*1.2*1.35=1.62

ZV2=Z2/cos3β=88.67

由表10-5查得YFa1=2.73，YFa2=2.205

由表10-5查得YSa1=1.568，YSa2=1.779

KFN1=0.92，KFN2=0.945

[σF]1=KFN1σFE1/S=328.6MPa

[σF]2=KFN2σFE2/S=256.5MPa

小齿轮YFa1YSa1/[σF]1=0.013

大齿轮YFa2YSa2/[σF]2=0.0153

mn≥[（2*1.62*83.8*1000*0.88*cos2β/1*202*1.63）*0.0153]1/3

=1.74mm

根据齿根弯曲强度确定模数，取mn=2mm

按接触疲劳强度算得分度圆直径52.66mm来计算齿数。

Z1=d1cosβ/mn=52.66*cos14°

/2=25.55

取Z1=26

则Z2=uZ1=105

a=（Z1+Z2）mn/2cosβ=135.01mm，将中心距圆整为135mm

β=arccos[（Z1+Z2）mn/2a]=arccos（131*2/2/135）=13.98°

d1=Z1mn/cosβ=53.59mm；

d2=Z2mn/cosβ=216.41mm；

4.计算齿轮宽度b=Φd*d1=53.59mm

圆整后去B2=54mm，B1=59mm。

注（Fp，±

fpt，ff，Fβ，±

fa查自《机械设计课程设计》P178-179页，表19-3，19-4，19-6）

七、轴的设计计算

㈠．高速轴的设计计算

高速轴直径的确定（注：

1.求出高速轴功率P=1.785KW，转速n=940r/min，转矩T=18.1N·

m。

2.求作用在齿轮上的力

Ft=2T1/d1=1021.44N

Fr=Ft·

tanan/cosβ=381.88N

Fa=Ft·

tanβ=239.76N

力的方向如图3所示

图3

3.初步确定轴的最小直径

按15-2式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料，为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A0（P/T）1/3=112（1.785/940）1/3=13.87mm。

为了便于高速轴与电动机轴连接，且高速轴上需要开键槽，所以将轴最细处直径适当放大至20mm。

所以选用滚动轴承为30305，其尺寸为d=25mm，D=62mm，T=18.25mm

4.高速轴受力情况如图4所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩

图4

F1V=（Fr·

130.125-Fa·

d/2）/L=244.65N；

F2V=Fr-F1V=137.23N

Mmaxv=17857.65N·

mm

F1H=715.56N，F2H=305.88N,MmaxH=39802.64N·

总弯矩为

Mmax=（Mmaxv2+MmaxH2）1/2=43625.06N·

扭矩T=18099.91N·

5.按弯扭合成应力校核轴的强度

校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。

根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，根据：

=（43625.062+0.62·

18099.912）/0.1/203

=56.2MPa

轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得[σ-1]=70MPa

所以轴合格。

高速轴结构设计

1.拟定轴上零件装配方案

装配方案如图5所示

2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴左端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段D=24mm；

右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=26mm。

半联轴器与轴配合的毂孔长度52mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段长度为50mm。

②选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据Ⅱ-Ⅲ段D=24mm，选择圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25*62*18.25mm，故Ⅲ-Ⅳ和Ⅸ-Ⅹ段D=25mm，Ⅲ-Ⅳ段长度为17mm。

左，右两端滚动轴承采用轴肩定位，故取Ⅳ-Ⅴ和Ⅷ-Ⅸ段D=32mm。

③取制齿轮轴的Ⅴ-Ⅷ段D=26mm，齿轮分度圆D=35.44mm，Ⅵ-Ⅶ段长度45mm。

④Ⅱ-Ⅲ段考虑到轴承盖宽度，取76mm，Ⅸ-Ⅹ段长度为毡圈加轴承长度，为26mm。

其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取Ⅳ-Ⅴ段长度11mm，Ⅴ-Ⅵ段长度86mm，Ⅶ-Ⅷ段长度9mm，Ⅷ-Ⅸ段长度7mm。

至此已初步确定轴的各段直径和长度。

3.轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。

按Ⅰ-Ⅱ段直径查表17-1

得平键截面b*h=6*6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证半联轴器和轴的连接，取半联轴器与轴的配合为H7/n6。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。

4.确定轴上的圆角和倒角尺寸

参考表11-5，11-6，取轴端倒角1×

45°

，各轴肩处圆角半径为1mm

由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得σca＜[σ-1]，故安全。

D：

精确校核轴的疲劳强度

考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面Ⅸ左

右两侧

1.截面Ⅸ左侧

抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*253=1562.5mm3

抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*253=3125mm3

截面Ⅸ左侧的弯矩M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N·

截面Ⅸ上的扭矩T=18099.91N·

截面上的弯曲应力σb=M/W=19.32MPa

截面上的扭转切应力τT=T/WT=5.79MPa

轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得σB=735MPa；

σ-1=355MPa；

τ-1=200MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取，因r/d=1/25=0.04，D/d=32/25=1.28，查得ασ=2.09，ατ=1.79

又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qσ=0.77，qτ=0.8

故有效应力集中系数按式为

kσ=1+qσ（ασ-1）=1.84

kτ=1+qτ（ατ-1）=1.63

由附图3-2的尺寸系数εσ=1；

由附图3-3的扭转尺寸系数ετ=0.97。

轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.93

轴未经表面强化处理，即βq=1，则按式得综合系数为

Kσ=kσ/εσ+1/βσ-1=1.92

Kτ=kτ/ετ+1/βτ-1=1.71

又得碳钢的特性系数φσ=0.1~0.2，取φσ=0.1；

φτ=0.05~0.1，取φτ=0.05

于是，计算安全系数Sca值，按公式得

Sσ=σ-1/（Kσ·

σa+φσ·

σm）=9.57

Sτ=τ-1/（Kτ·

τa+φτ·

τm）=41.12

Sca=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=9.32>

S=1.6

故可知其安全。

2.截面Ⅸ右侧

抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*323=3276.8mm3

抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*323=6553.6mm3

截面Ⅸ右侧的弯矩M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N·

截面上的弯曲应力σb=M/W=9.21MPa

截面上的扭转切应力τT=T/WT=2.76MPa

右侧半径大于左侧，故可知其安全。

所以高速轴强度是足够的。

㈡．中间轴的设计计算

中速轴直径的确定（注：

1.求出中间轴功率P=1.697KW，转速n=193.4r/min，转矩T=83.8N·

大齿轮所受力：

Ft=2T2/d2=971.2N

tanan/cosβ2=363.1N

tanβ2=227.97N

小齿轮所受力：

Ft=2T1/d1=3127.45N

tanan/cosβ1=1173.04N

tanβ1=778.6N

力的方向如图6所示

图6

选取轴的材料，为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=112，于是得