同轴式减速器计算说明书

机械工程学院机械设计 课程设计说明书设 计 题 目： 机械设计课程设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 邵谣夏 学 号 指 导 教 师： 完 成 日 期： 同济大学 目录一设计任务书- 3 -1.设计目的：- 3 -2.设计内容和要求- 3 -二传动方案的分析论证- 4 -三电动机的选择计算- 5 -1.选择电动机的类型和结构形式- 5 -2.选电动机的容量- 5 -3.选电动机转速并确定电动机型号- 6 -四计算传动装置的总传动比并分配各级传动比- 6 -1.传动装置的总传动比- 6 -2.分配各级传动比- 6 -五计算传动装置的运动和动力参数- 6 -1.各轴转速（电机轴为0轴）- 6 -2.各轴输入输出功率- 7 -3.各轴转矩- 7 -4 将计算结果列表备用- 7 -六斜齿轮传动设计计算- 7 -.设计低速级斜齿轮传动1.选精度等级、材料和齿数- 7 -2.按齿面接触疲劳强度设计- 8 -3.几何尺寸计算- 10 -4.按齿根弯曲疲劳强度校核- 11 -5.主要设计结论- 12 -6.结构设计- 12 -.设计低速级斜齿轮传动1.选精度等级、材料及齿数- 12 -2.校核齿根弯曲疲劳强度- 14 -3.主要设计结论- 15 -4.结构设计- 15 -七轴的结构设计及计算- 15 -轴：1.材料及热处理- 16 -2.求作用在齿轮上的力- 16 -3.初定轴的最小直径- 16 -4.轴结构设计- 16 -轴：1.材料及热处理- 18 -2.求作用在齿轮上的力- 18 -3.初定轴的最小直径- 18 -4.轴的结构设计- 18 -轴：1.材料及热处理- 20 -2.初定轴的最小直径- 20 -3.轴的结构设计- 20 -、轴的精确校核：1.精确校核轴的疲劳强度：- 22 -2.精确校核轴的疲劳强度：- 25 -3.精确校核轴的疲劳强度：- 28 -八滚动轴承的选择及寿命计算- 32 -轴：1.计算支承的受力- 32 -2.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2- 32 -3.计算轴承当量动载荷P1和P2- 33 -4.验算轴承寿命- 33 -轴：1.计算支承的受力- 33 -2.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2- 34 -3.计算轴承当量动载荷P1和P2- 34 -4.验算轴承寿命- 34 -轴：1.计算支承的受力- 35 -2.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2- 35 -3.计算轴承当量动载荷P1和P2- 35 -4.验算轴承寿命- 35 -九键连接的选择及校核计算- 36 -十联轴器的选择- 36 -1.高速轴弹性联轴器的设计计算- 37 -2.低速轴弹性联轴器的设计计算- 37 -十一箱体的结构设计- 37 -1.减速器壁厚- 37 -2.减速器其余零部件的选择- 38 -十二密封件，润滑剂及润滑方式的选择- 38 -1.齿轮的润滑- 38 -2.滚动轴承的润滑- 38 -3.润滑油的选择- 38 -4.密封方法的选取- 38 -十三设计小结- 38 -十四参考资料- 39 -一 设计任务书1. 设计目的：（1）、了解机械设计的基本方法，熟悉并掌握简单机械的设计方法和设计步骤。（2）、综合运用已修课程的有关理论和知识进行机械设计，培养学生理论联系实际的设计能力，进一步巩固、加深拓宽所学的知识。通过设计时间，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，培养独立设计能力，为后续课程的设计、毕业设计和实际工作奠定基础。熟悉与机械设计有关的标准、规范、设计手册等技术资料，培养运用他们解决实际问题的能力，进行全面的机械设计基本技能训练。2. 设计内容和要求设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器。（1）、总体布置简图（2）、工作情况：载荷平稳，单向旋转。（3）、原始数据鼓轮的扭矩T(Nm)鼓轮的直径D（mm）运输带速度V（m/s）带速允许偏差（5）使用期限（年）工作制度（班/日）9003500.7552（4）、设计内容：1) 电动机的选择与运动参数计算；2) 斜齿轮传动设计计算；3) 轴的设计校核；4) 滚动轴承的选择；5) 键和联轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制；7) 设计计算说明书的编写。（5）、设计任务：1) 减速器设计草图一张、总装配图一张（1号图纸）；2) 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）；3) 设计计算说明书一份。（6）、设计进度：1) 发题日期：2016/7/11；2) 第一阶段：2016/7/11-2016/7/123) 第二阶段：2016/7-13-2016/7/154) 第三阶段：2016/7/16-2016/7/205) 第四阶段：2016/7/21-2016/7/256) 答辩日期：2016/7/27 二 传动方案的分析论证由题目确定传动机构类型为同轴式二级齿轮减速器。该种机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两个大齿轮的浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长，刚度差，两短轴之间轴承润滑较困难。为了有效提高传动平稳性和承载能力，减速器采用圆柱斜齿轮传动，轴承使用滚动轴承。由于弹性联轴器不仅可以补偿两轴间相对位移，而且具有缓冲减震的能力，因此选用弹性联轴器。计算与说明结果三 电动机的选择计算1. 选择电动机的类型和结构形式工况为载荷平稳，单向旋转，无特殊要求的场合，选Y系列三相异步电动机。2. 选电动机的容量（1） 算电动机的所需功率PW=TWnW9550W其中 nW=60000VD=60000V350=38.2r/min故PW=TWnW9550W=90038.295500.95=3.79kW（2） 算电动机的输出功率Pd代号说明取值1输入轴弹性联轴器效率0.992轴轴承效率0.9831,2齿轮啮合传动效率0.954轴轴承效率0.9853,4齿轮啮合传动效率0.956轴轴承效率0.987输出轴弹性联轴器效率0.99=i=17i=0.990.980.950.980.950.980.99=0.83则Pd=PW=3.790.83=4.57kW(3)确定电动机的额定功率Ped由表20-1【1】选Ped=5.5kW3. 选电动机转速并确定电动机型号（1）由表2-1【1】查得圆柱齿轮传动传动比i1=36,i2=36,则电动机转速nd=nWi1i2=3441375r/min。由此可知 750r/min,1000r/min的电动机均符合要求。 一般优先选取同步转速为1000r/min的电动机【1】，故选定电动机型号为Y132M2-6。（2） 电动机的技术数据和外形、安装尺寸额定功率5.5kW满载转速nm960r/min堵转转矩/额定转矩2.0最大转矩/额定转矩2.2安装高度H132mm输出端直径d38mm四 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1. 传动装置的总传动比i=nmnW=96038.2=25.13 2. 分配各级传动比由于为二级同轴减速器，取i1=i2=i=5.01由2-1【1】，符合圆柱齿轮传动传动比的推荐范围。五 计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速（电机轴为0轴）n0=nm=960r/minn1=n0=960r/minn2=n0i1=192r/minn3=n1i2=38.4rmin2. 各轴输入输出功率输入功率输出功率P1=Pd1=4.52kWP1=P12=4.43kWP2=P13=4.21kWP2=P24=4.13kWP3=P25=3.92kW3. 各轴转矩T1=9550P1n1=44.96NmT2=9550P2n2=209.40NmT3=9550P3n3=974.90Nm4 将计算结果列表备用项目高速轴中间轴低速轴转速n（r/min）96019238.2功率P（kW）4.524.213.92转矩T（Nm）44.96209.40974.90传动比i15.015.01六 斜齿轮传动设计计算.设计低速级斜齿轮传动1. 选精度等级、材料和齿数（1） 材料选择由表10-1【2】，选小齿轮材料为40Cr（调质），275-285HBS；选大齿轮材料为45钢（调质），235-245HBS。（2） 精度选择由表10-6【2】选7级精度。（3） 选小齿轮z3=24,大齿轮z4=i2z3=120.2,取z4=121。（4） 初选螺旋角=14。（5） 选法面压力角=20。2. 按齿面接触疲劳强度设计（1） 试算小齿轮分度圆直径d3t32KHtT2fdu+1u(ZHZEZZH)21) 确定公式中各参数值试选载荷系数KHt=1.3;由图10-20【2】查ZH=2.433；由式10-21【2】试算接触疲劳强度重合度系数Z fd324tan14/=1.905Z=4-31-+=0.664由式10-23【2】得 由表10-5【2】得 计算接触疲劳许用应力H由图10-25d【2】查Hlim3=600Mpa,Hlim4=550Mpa由式10-15【2】计算应力循环次数 由图10-23【2】查取KHN3=0.98,KHN4=1.13取失效概率1%，安全系数S=1，则 取H=H3=588MPa2) 试算小齿轮分度圆直径（代入） （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v 齿宽b 2) 计算实际载荷系数KH 工况为平稳单向转动，取使用系数KA=1.1 由v=0.55m/s,7级精度，由图10-8【2】查动载系数Kv=1.03 查表10-3【2】，得齿间载荷分配系数KH=1.2 由表10-4【2】，查得KH=1.426故 3) 由式10-12【2】，可得 从标准中取mn=3mm3. 几何尺寸计算（1） 中心距 取圆整后中心距a=224mm（2） 按圆整后中心距计算螺旋角 （3） 计算d3,d4 （4） 计算齿轮宽度 取小齿轮齿宽b3=80mm，大齿轮齿宽b4=75mm4. 按齿根弯曲疲劳强度校核（1） 计算，由图10-24【2】得lim3=520MPa, Flim4=360MPa；查图10-22【2】得KFN3=0.95, KFN4=0.98；取安全系数S=1.4；则 （2） 计算实际载荷系数KF 由 ,7级精度，由图10-8【2】查KV=1.04 由 ， 由表10-3【2】查KF=1.4 由表10-4【2】，KH=1.424,又b/h=75/2.25mn=11.11由图10-13【2】，KF=1.32故 （3） 由图10-17【2】YFa3=2.62, YFa4=2.18（4） 由图10-18【2】 Ysa3=1.61, Ysa4=1.82（5） （6） （7） 校核F 因此，齿根弯曲疲劳强度符合要求。5. 主要设计结论低速级斜齿轮传动中，小齿轮材料40Cr(调质)，275-285HBS，大齿轮材料为45钢（调质），235-245HBS； 齿轮按7级精度设计 ；齿数z1=24, z2=121； mn=3mm；=20； =13.836； 变位系数x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齿宽b1=80mm,b2=75mm； 小齿轮为左旋，大齿轮为右旋。6. 结构设计因之后算得轴径和小齿轮外径相差不大，因而小齿轮拟采用齿轮轴结构设计。由于大齿轮160mmda500mm,故选用腹板式结构。并绘制大齿轮零件图。.设计高速级齿轮传动由于为同轴式齿轮减速器，因此高速级和低速级齿轮中心a相等。1. 选精度等级、材料及齿数（1） 由表10-1【2】，选小齿轮材料为45钢（调质），250-260HBS；大齿轮材料45钢（调质），215-225HBS。（2） 齿轮精度、齿数、模数、螺旋角、压力角按低速级设计结果取值。1. 校核齿面接触疲劳强度（1） 计算H由图10-25d【2】查 Hlim1=550MPa, Hlim2=510MPa;N2=N3=6.728107, N1=N2u=6.728107121/24=3.392108;由图10-23【2】查取 KHN1=0.94, KHN2=0.99;取失效概率1%，安全系数S=1则 取H=H2=505MPa（2） 计算KH KA=1.1; ,7级精度，由图10-8【2】查KV=1.09 查表10-3【2】，得KH=1.4 由表10-4【2】，查KH=1.421故 （3） 由低速级计算结果，ZH=2.433, Z=0.664, Z=0.985, ZE=189.8MPa1/2（4） 校核齿面接触疲劳强度 故齿面接触疲劳强度符合要求。2. 校核齿根弯曲疲劳强度（1） 计算F1 , F2由图10-24（c）【2】得Flim1=400Mpa, Flim2=350MPa; N1=3.392108, N2=6.728107查图10-22【2】得 KFN1=0.91, KFN2=0.96;取S=1.4 （2） 计算KF v=3.73/s,7级精度，由图10-8【2】查KV=1.09 由表10-3【2】，KF=1.4 由表10-4【2】，KH=1.421, 又b/h=11.11， 查图10-13【2】，得KF=1.32故 （3） 由低速级计算结果 （4） 校核齿根弯曲疲劳强度 故齿根弯曲疲劳强度符合要求。3. 主要设计结论高速级斜齿轮传动中，小齿轮材料为45钢（调质），250-260HBS；大齿轮材料45钢（调质），215-225HBS； 齿轮按7级精度设计 ；齿数z1=24, z2=121； mn=3mm；=20； =13.836； 变位系数x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齿宽b1=80mm,b2=75mm； 小齿轮为右旋，大齿轮为左旋。4. 结构设计因之后算得轴径和小齿轮外径相差不大，因而小齿轮拟采用齿轮轴结构设计。由于大齿轮160mmda500mm,故选用腹板式结构。大齿轮结构相关参数计算如下： 七 轴的结构设计及计算 轴：1. 材料及热处理选取轴的材料为45钢（调质），250-260HBS。2. 求作用在齿轮上的力 3. 初定轴的最小直径根据表15-3【2】，取A0=115,则 ，该轴上有一个键槽，取dmin=1.0719.28=20.63mm同时选取联轴器的型号查表14-1【2】，取KA=1.5联轴器的计算转矩Tca=KAT1=1.544.96=67.44N.m联轴器的计算转矩应小于联轴器的公称转矩，由GB/T 4323-2002,选用LM4梅花形弹性联轴器，轴孔直径d1=25mm,故轴伸出段直径d-=25mm。4. 轴结构设计（1） 拟定装配方案 采用齿轮轴制造形式，结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，轴承采用两端各单向固定方法。（2） 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1) d-=d1=25mm,半联轴器与轴配合轴毂长度L1=44mm，取l-=42mm。2) 初选滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力作用，选用角接触球轴承。根据密封件内径标准，取d-=30mm,并根据轴承产品目录初选7207AC，dDT=357217,故d-=d-=35mm,l-=17mm。滚动轴承 ,则定位轴肩高度 ，故d-=d-=45mm。3) 取齿轮两边凸缘宽度8mm，则l-=80+28=96mm。4) 减载槽d=d0.9245,取d-=d-=39mm（环槽处最小径）。取减载槽宽度为6mm。5) 其余尺寸由轴的结构要求确定。将轴各轴段参数列表如下：轴：轴段轴段长度轴段直径422512030173519.3456环槽，最小处3996小齿轮及两边凸缘6环槽，最小处3919.3451735（3） 轴上零件的周向定位1) 半联轴器的周向定位由表6-1【2】，选平键尺寸 bhl=8736, 半联轴器与轴的配合取 。2) 滚动轴承处轴直径公差取m6.（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸由表15-2【2】，取轴端倒角C1，各轴肩处圆角半径如图。轴的设计：1. 材料及热处理选取轴的材料为40Cr（调质），275-285HBS。2. 求作用在齿轮上的力（1） 求作用在齿轮2（高速级大齿轮）上的力 （2） 求作用在齿轮3（低速级小齿轮）上的力3. 初定轴的最小直径根据表15-3【2】，取A0=112,则 ，该轴上有一个键槽，取dmin=1.0731.35=33.54mm显然轴的最小直径在轴承处取得，由于轴承同时收到径向力和轴向力的作用，查轴承产品目录初选30308单列圆锥滚子轴承。dDT=409025.25mm,则dmin=40mm4. 轴的结构设计（1） 拟定装配方案因轴径和小齿轮直径相差不大，故小齿轮采用齿轮轴制造形式，大齿轮与轴分开制造装配，轴承采用两端各单向固定方法。（2） 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1) 由滚动轴承30308外形尺寸，确定d-=d-=dmin=40mm, l-=l-=25.3mm。查轴承标准，则定位轴肩高度 ，故d-=54mm。2) 取大齿轮轮毂处d-=60mm,大齿轮轮毂宽度b2=75mm，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=72mm。由d-=60mm，查表15-2【2】，零件圆角2.0mm，取h=2R=4mm,则d-=2h+d-65mm。轴环宽度l-=1.4h,取l-=6mm.3) 由于该轴上小齿轮与高速级小齿轮结构尺寸均相同，故l-=96mm.4) 取d-=54mm取减载环槽宽度l-=l-=6mm； d=d0.9254,取d-=d-=48mm（环槽处最小径）。5) 其余尺寸由轴的结构要求确定。将轴各轴段参数列表如下：轴：轴段轴段长度轴段直径62.3407260665156.5546环槽，最小处4896小齿轮及两边凸缘6环槽，最小处48185425.340（3） 轴上零件的周向定位1) 大齿轮2的周向定位由表6-1【2】，选平键尺寸 bhl=181163，选齿轮轮毂与轴的配合为。2) 滚动轴承处轴直径公差取m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸由表15-2【2】，取轴端倒角C2，各轴肩处圆角半径如图。轴的设计：1. 材料及热处理选取轴的材料为45钢（调质），250-260HBS。1. 求作用在齿轮上的力2. 初定轴的最小直径根据表15-3【2】，取A0=115,则 ，该轴上有两个键槽，取dmin=1.1153.75=59.66mm同时选取联轴器的型号查表14-1【2】，取KA=1.5联轴器的计算转矩Tca=KAT3=1.5974.90=1462.35N.m联轴器的计算转矩应小于联轴器的公称转矩，由GB/T 4323-2002,选用LM9梅花形弹性联轴器，轴孔直径d1=60mm,故轴伸出段直径d-=60mm。3. 轴的结构设计（1） 拟定装配方案结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，轴承采用两端各单向固定方法。（2） 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1) d-=d1=60mm, L1=105mm，取l-e=0.68，查得载荷系数X=0.41，Y=0.87。 （2） 计算P2Fa2/Fr2=439.40/616.76=0.68=e=0.37,查得载荷系数X=1,Y=0。4. 验算轴承寿命查轴承产品手册，7207AC轴承基本额定动载荷C=29.0kN因P1P2,所以按轴承1的受力大小验算 所选轴承符合寿命要求。轴：轴系采取两端各单向固定，初选轴承为30308。1. 计算支承的受力铅直面：Fr1V=2389.03N, Fr2V=2176.97N。水平面：Fr1H=88.15N,Fr2H=4332.85N。总支承力： 2. 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对30000型圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承派生轴向力 查轴承手册，30308型轴承的e=0.35，X=0.40, Y=1.7。 3. 计算轴承当量动载荷P1和P2由表13-6【2】，取载荷系数fd=1.1。（1） 计算P1Fa1/Fr1=2415.18/2390.66=1.01e=0.35，查得载荷系数X=0.40，Y=1.7。 （2） 计算P2Fa2/Fr2=1426.18/4849.00=0.29P2,所以按轴承1的受力大小验算 所选轴承符合寿命要求。轴：轴系采取两端各单向固定，初选轴承为7216AC。1. 计算支承的受力铅直面：Fr1V=468.21N, Fr2V=2580.21N。水平面：Fr1H=2335.42N,Fr2H=3297.58N。总支承力： 2. 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对70000AC型圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承派生轴向力 查轴承手册， 7216AC型轴承的e=0.68，X=0.41, Y=0.87。 3. 计算轴承当量动载荷P1和P2由表13-6【2】，取载荷系数fd=1.1。（1） 计算P1Fa1/Fr1=1619.69/2388.89=0.68=e，查得载荷系数X=1，Y=0。 （2） 计算P2Fa2/Fr2=3007.69/4180.91=0.72e=0.68,查得载荷系数X=0.41,Y=0.87。4. 验算轴承寿命查轴承产品手册，7216轴承基本额定动载荷C=55.5kN因P12m/s，所以宜开设油沟，采用飞溅润滑。3. 润滑油的选择齿轮与轴承选用同种润滑油，查表16-1【2】，选用L-AN32润滑油4. 密封方法的选取采用接触式密封中毡圈密封实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为：I轴选用， 毡圈25 III轴选用，毡圈70十三 设计小结此次机械设计课程设计，是我进入大学以来第一次以机械设计的相关要求的完整流程设计计算一相对复杂的传动装置，在这期间，我完成了相关计算、草图绘制、装配图绘制、零件图绘制、计算说明书编写和三维模型绘制及渲染等工作，课程设计期间每天投入大量的精力完成设计计算以及绘图工作，同时对一些关键参数多次验算。我将这次课程设计的经验总结如下：一、 前期规划要充分，要对将要完成的设计工作由明确的认识，制定详细的计划；二、 关键部分的设计要多参阅相关标准，从而使设计更加合理；三、 设计过程要敢于融入先进的设计方法和理念，同时要巩固、发扬并改进传统的方法；四、 设计遇到障碍时不妨变换思路，如结构计算时难以确定各个细节的尺寸可以先绘制局部草图在图纸上对尺寸进行设计规划。同时，这次设计工作完成后我还感到由诸多不足之处，就该减速器设计本身总结如下：一、 由于之前缺乏相关设计经验于是大部分尺寸采用保守设计方法，导致最终校核零件时安全系数比较大，尤其时轴承的计算寿命远超过设计要求；二、 细节结构规划仍欠优化，比如轴的轴向尺寸可以再减小从而使减速器整体尺寸更紧凑；三、 设计中期由于工作较多分化为不同的子任务，导致中期的设计计划比较混乱，从而降低了工作效率。总之，这次课程设计让我获得了非常大的收获。首先，利用这次课程设计我整合了之前学到的很多知识，也对制图软件、建模软件的使用技术更加熟悉。其次，这次课程设计让我对做事的条理性有了更加深刻的认识。最重要的是，这次课程设计让我对机械设计的完整流程有了第一次深刻体会，让我明白了完成一项设计需要的工作和具体的实现过程。可以说，在此次设计过程中，我锻炼了自己，充实了自己，更改变了自己。我以后也会努力将此次课程设计学到的理念和知识发扬光大，在机械工程专业的道路上不断丰富经验，锻炼能力，实现自我的人生价值。十四 参考资料【1】机械设计课程设计，清华大学出版社，李兴华 编，2012年4月第1版。【2】机械设计（第九版），高等教育出版社，濮良贵 陈国定 吴立言 主编，2013年五月第九版。【3】机械原理（第八版），高等教育出版社，孙恒 陈作模 葛文杰 主编，2013年5月第八版。【4】机械制图，高等教育出版社，何铭新 钱可强 徐祖茂 主编，2010年7月第六版。【5】中国机械设计大典，江西科学技术出版社，中国机械工程总会 中国机械设计大典编委会 编，2002年1月版。