机械设计课程设计 齿轮箱设计

1机械设计课程设计计算说明书院系工学院班级机制093姓名余涛学号20095018指导老师康丽春江西农业大学2012年05月25日2目录一、设计任务书……………………………………………………3二、电动机的选择…………………………………………………4三、传动件设计（齿轮）…………………………………………7四、轴的设计………………………………………………………15五、滚动轴承校核…………………………………………………21六、连接设计………………………………………………………22七、减速器润滑及密封……………………………………………23八、减速机箱体与附件……………………………………………24九、设计总结………………………………………………………25十、参考资料………………………………………………………25一、设计任务书设计题目4：设计一用于带式运输机的两级斜齿园柱齿轮减速器1、传动简图2、工作条件工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。3、原始数据题号参数I-7运输带工作拉力F/KN2.3运输带工作速度v/(m/s)1.00卷筒直径D/mm3604二、电动机的选择1、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列封闭式三相异步电动机。2、功率选择(1)工作机主轴所需功率wPkwFvPw3.210000.123001000；(2)电动机所需功率dP从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为:242齿轮轴承联轴器卷筒查[2]表11-9：联轴器传动效率（2个）99.0联轴器，轴承传动效率（4对）98.0轴承，齿轮传动效率（7级2对）97.0齿轮，滚筒传动效率（1个）95.0卷筒，则：808.097.098.099.095.0242，kwPPw85.2808.03.2d；3、转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：min/53100060rdvnw按表15.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比=8～40,所以电动机的可选范围为：min/)2120~424(53)40~8(rinnwd综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，，决定采用同步转速为1000r/min的电动机。5根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能如表2.1所示。表2.1Y132S-6型电动机的主要性能型号额定功率kW满载时额定转矩Nm质量kg转速minr电流A(380V)效率％功率因数Y132S-639607.2830.82.2664、传动比分配（1）传动装置总传动比：11.1853960wdnni（2）高速级传动比：82.4111.185.111.185.111.1813333iCiCiih（3）低速级传动比：76.382.411.18hliii5、计算传动系统运动和动力参数（1）各轴的转速：1轴min/9601rnnd,2轴2.19982.4960112inn，3轴min/0.53223rinn，6卷筒min/533rnn卷筒（2）各轴的输出功率：1轴kwPPd82.299.085.21联轴器，2轴kwPP68.297.098.082.212齿轮轴承，3轴kwPP55.297.098.068.223齿轮轴承，卷筒kwPP47.299.098.055.23联轴器轴承卷筒；(3)各轴转矩0轴mNnPTddd4.2896085.295509550，1轴mNnPT1.2896082.295509550111，2轴mNnPT5.1282.19968.295509550222，3轴mNnPT5.4590.5355.295509550333，卷筒mNnPT1.4455347.295509550卷筒卷筒卷筒；表2.2各轴运动及动力参数：轴名功率PkW转矩()TNm转速(min)nr电机轴2.8528.49601轴2.8228.19602轴2.68128.5199.23轴2.55459.553卷筒轴2.47445.1537三、传动零件设计（齿轮）1、高速级齿轮传动设计1.选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮1选用40Cr，热处理为调质硬度为280HB，软齿面。大齿轮2选用45钢，热处理为调质硬度为240HB，软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=4.82*21=101.2z2取1004）选取螺旋角。2．按齿面接触疲劳强度设计31)][(12HHEdttZZZuuKd（1）确定公式内各计算数值试选6.1tK，1)由【图】10-30选取区域系数ZH=2.433.2)由【图】10-26查得=0.74，=0.88，==1.62.小齿轮传递的转矩T1=2.81×104N·㎜。3)按【表】10-7选取齿宽系数=14)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP5)由【图】10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa6)由【式】10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×5)=1.382×109N2=N1/i=2.868×1087)按【图】10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95.8)计算接触疲劳许用应力8取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得MPaSKHNH5406009.0][1lim11MPaSKHNH5.52255095.0][2lim22MPaHHH25.53125.5225402][][][21（2）计算计算小齿轮分度圆直径mmZZKTdHEHdt37)25.5318.189433.2(82.482.562.111081.26.12)][(123243211计算圆周速度smndvt/86.11000609603710006011计算齿宽b及模数mnt。b=d1t=1×37=37㎜mmzdmtnt69.12116cos37cos11mmmhnt80.369.125.225.274.980.337/hb计算纵向重合度。=0.318Z1=0.318×1×21×160=1.9计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25,根据v=1.69m/s,7级精度，由【图】10-8查得动载系数KV=1.06,由【表】10-4查得1.309,由【图】10-13查得=1.26.由【表】10-3查得=1.2。故载荷系数K=KAKV=1.25×1.06×1.2×1.309=2.089按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由【式】10-10a得mmKKddtt38.406.108.2373311计算模数mnmmzdmn85.12116cos38.40cos113.齿根弯曲疲劳强度验算mn≥（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKV=1.25×1.06×1.2×1.26=22）根据纵向重合度=1.9，从【图】10-28查得螺旋角影响系数=0.883）计算当量齿数。74.2316cos21cos3311zzv03.11316cos100cos3322zzv4）查取齿形系数由【表】10-5查得YFa1=2.76；YFa2=2.185）查取应力校正系数。由【表】10-5查得YSa1=1.56；YSa2=1.79由【图】10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa。由【图】10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：10MPaSKFEFNF57.3034.150085.0][111MPaSKFEFNF86.2384.138088.0][2226）计算大小齿轮的][FSaFaYY并加以比较。0142.057.30356.176.2][111FSaFaYY0163.086.23879.118.2][222FSaFaYY大齿轮的数值大。（2）设计计算mmmn75.10163.062.121116cos1081.2223224对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=40.38㎜来计算应有齿数。于是由38.19216cos38.40cos11nmdz取Z1=20，Z2=uZ1=4.82×20=964.几何尺寸计算（1）计算中心距mmmzzan88.12116cos22)9720(cos2)(21将中心距圆整为122mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角5.162)(arccos21amzzn因值改变不多，故参数、ZH等不必修正。11（3）计算大小齿轮的分度圆直径mmmzdn7.415.16cos220cos11mmmzdn3.2025.16cos297cos22(4)计算齿轮宽度mmdbb7.411圆整后B2=42㎜,B1=47㎜2、低速级齿轮传动设计1.选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮1选用40Cr，热处理为调质硬度为280HB，软齿面。大齿轮2选用45钢，热处理为调质硬度为240HB，软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）选小齿轮齿数z1=31,大齿轮齿数z2=3.76*30=116.6z2取1174）选取螺旋角。2．按齿面接触疲劳强度设计31)][(12HHEdttZZZuuKd（1）确定公式内各计算数值试选6.1tK，1)由【图】10-30选取区域系数ZH=2.433.2)由【图】10-26查得=0.78，=0.90，==1.68.小齿轮传递的转矩T1=128.5N·m。3)按【表】10-7选取齿宽系数=14)由【表】10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.821MPa5)由【图】10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa；大齿12轮接触疲劳强度极限=550MPa6)由【式】10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=2.868×108N2=N1/i=7.626×1077)按【图】10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.98.8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得MPaSKHNH57060095.0][1lim11MPaSKHNH53955098.0][2lim22MPaHHH5.55425395702][][][21（2）计算计算小齿轮分度圆直径mmZZKTdHEHdt60)5.5548.189433.2(76.376.468.1110285.16.12)][(123253211计算圆周速度smndvt/625.01000602.1996010006011计算齿宽b及模数mnt。b=d1t=1×60=60㎜mmzdmtnt86.13116cos60cos11mmmhnt18.486.125.225.235.1418.460/hb计算纵向重合度。=0.318Z1=0.318×1×31×160=2.83计算载荷系数K已知使用系数KA=1.