二级同轴式减速器

目录设计任务书 1传动方案的拟定及说明 4电动机的选择 4计算传动装置的运动和动力参数 5传动件的设计计算 5轴的设计计算 8滚动轴承的选择及计算 14键联接的选择及校核计算 16连轴器的选择 16减速器附件的选择 17润滑与密封 18设计小结 18参考资料目录 18本人有此说明书的CAD图，需要和我联系869260800机械设计课程设计任务书题目：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总体布置简图1 电动机；2联轴器；3 齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6 联轴器二 工作情况：载荷平稳、单向旋转三 原始数据鼓轮的扭矩T （N m） : 850鼓轮的直径 D（mm）： 350运输带速度 V（m/s）： 0.7 带速允许偏差（） ： 5 使用年限（年） ： 5 工作制度（班 / 日）： 2四 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4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为： 同轴式二级圆柱齿轮减速器。 故只要对本传动机构进行分 析论证。本传动机构的特点是： 减速器横向尺寸较小， 两大吃论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，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y (IP44)系列的电动机。2电动机容量的选择1) 工作机所需功率 PwPw = 3.4kW2) 电动机的输出功率Pd= Pw/ nn=n联n轴承n齿n联n轴承=0.904Pd= 3.76kW3电动机转速的选择nd=( i1 ' i2'in ') nw初选为同步转速为 1000r/min 的电动机4电动机型号的确定由表20- 1查出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为 4kW，满载转速960r/min。基本符 合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为：i = nm/nwnw = 38.4i = 25.142合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1 = i2。因为 i = 25.14，取 i= 25, i1=i2=5速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴1中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（N m）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算1.选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度 为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数 z1 = 20,大齿轮齿数 z2= 100的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角3 = 14°2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即'：2KtT u+1'NZe'2 匸E丿1）确定公式内的各计算数值（1）试选 Kt = 1.6（2）由图10 30选取区域系数 ZH = 2.433（3）由表10 7选取尺宽系数$ d = 1（4）由图 10 26 查得 e a 1 = 0.75, e a 2 = 0.87，则 & a = e a 1+ & a 2 = 1.62（5） 由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8Mpa（6） 由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限d Hlim1 = 600MPa;大齿轮 的解除疲劳强度极限 d Hlim2 = 550MPa;（7）由式10 13计算应力循环次数N1 = 60n1jLh = 60X 192X 1 x（ 2X 8X 300X 5）= 3.32X 10e8N2 = N1/5 = 6.64 X 107(8) 由图10- 19查得接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.95; KHN2 = 0.98(9) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式(10- 12)得d H1 = 0.95X 600MPa = 570MPad H2 = = 0.98x 550MPa = 539MPad H = d H1 + d H2/2 = 554.5MPa2)计算d1t >3 2m91 "O31 1.62(1) 试算小齿轮分度圆直径 d1trr2ZhZedH 丿62.433X89.8 )I =67.855 i 554.5 丿(2) 计算圆周速度v=兀=n 67.85192 =o.68m/s60 1000 60 1000(3) 计算齿宽b及模数mntb= $ dd1t=1 x 67.85mm=67.85mmd1t cosB 67.85 cos14。 mn t= 一 =3.39z120h=2.25mnt=2.25 x 3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89(4) 计算纵向重合度e B£ B = 0.318% z1 tan B =0.318 x 1 x tan14。=1.59(5) 计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.68m/s,7级精度，由图10 8查得动载系数 KV=1.11 ;由表104查的KH B的计算公式和直齿轮的相同，22_3故KH B =1.12+0.18(1+0.6 x 1 )1 x 1+0.23 x 1067.85=1.42由表 1013 查得 KF B =1.36由表10 3查得KH a =KH a =1.4。故载荷系数K=KAKVKH a KH B =1 x 1.03 x 1.4 x 1.42=2.05(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10 10a)得3d1= d1t , K / Kt =3=67.85. 2.05/1.6 mm=73.6mm(7) 计算模数mndicosp 73.6 cos14。mn=mm=3.74z1203 按齿根弯曲强度设计由式(1017)! 23 2KTYp cos p YFaYsad Z1 e aF1)确定计算参数(1) 计算载荷系数K=KAKVKF a KF p =1 X 1.03 X 1.4X 1.36=1.96(2) 根据纵向重合度e p =0.318 $ dz1ta np =1.59，从图10 28查得螺旋角影响系数Y p = 0。88(3) 计算当量齿数33。z仁 z1/cos p =20/cos 14 =21.8933。z2=z2/cos p =100/cos 14 =109.47(4) 查取齿型系数由表 10 5 查得 YFa仁2.724 ; Yfa2=2.172(5) 查取应力校正系数由表 10 5 查得 Ysa1=1.569 ; Ysa2=1.798(6) 计算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPaY Y(7)计算大、小齿轮的 丄节Sa并加以比较YFa1YSa1r2.74H.569- =0.0126F 1339.29YFa2YSa22.172 1.798=0.01468266大齿轮的数值大。2）设计计算mn>0.01468 =2.43 2 1.96 cos214 0.88 191Y1 x 202 x 1.62mn=2.54几何尺寸计算1）计算中心距d1 cosSz1 -=32.9，取 z仁33mnz2=165Z1 Z2 mna - =255.07mm2cosSa圆整后取255mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角c（Z1 +Z2 Mn 。，”S =arcos - =13 55'0”2a3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =mn=85.00mmcosSZ2mnd2 - =425mmcosg4）计算齿轮宽度b= $ dd1b=85mmB仁90mm , B2=85mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ,而又小于 500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1 初步确定轴的最小直径3 p “3384 dA° = 126 =342mmVNV 1922 求作用在齿轮上的受力2TFt仁=899NdFr1=Fttan an=337N10cospFa仁Fttan p =223N ;Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3. 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案II mivvvt vii vnii. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii. III-IV段为小齿轮，外径 90mm。iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为 35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为 22.75mm。2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。83mm。5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为6. VI-VIII 长度为 44mm。求轴上的载荷1166207.563.5#uiiniFr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd仁443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N4. 精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2）截面IV右侧的工 Mm =17.5M P a W截面上的转切应力为 r二互 =7.64MPaWr1215.982= 7.99MPa13由于轴选用40cr，调质处理，所以二 B =735MPa，二 =386MPa ,=260MPa。（2P355 表 15-1）a）综合系数的计算r2D由0.045，1.6经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应d 55d力集中为：十=2.23，:=1.81，（2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为q.：；=0.85，q. =0.87，（2P37 附图 3-1） 故有效应力集中系数为3 =1-1)= 2.05k =1 q （： .一1） =1.70查得尺寸系数为=0.72，扭转尺寸系数为；.二0.76，（2P37 附图 3-2）（ 2P39 附图 3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为- - 0.92，（2P40 附图 3-4）P =1轴表面未经强化处理，即q 1，则综合系数值为K.-；. =肚丄-1 =2.93% K =丄 -1 二 2.11叫PTb）碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为<. = 0.1，:=0.05c）安全系数的计算轴的疲劳安全系数为14#Ca-6.92#-.1S 厂亠=24.66a. - m15#S4Sea6.66 1.5 二 SS： S2故轴的选用安全。I轴：1 作用在齿轮上的力FH仁FH2=337/2=168.5Fv仁F v2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径da1 = Ao 誓=17.9mm3.轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案、 II n hiiv vvi2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。e）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207 型，即该段直径定为 35mm。g）该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm ,所以该段直径选为 46mm。i）轴肩固定轴承，直径为 42mm。j）该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a）该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。b）该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c）该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为 90mm，定为88mm。d）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm （采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e）该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装 尺寸，定为57mm。f）该段由联轴器孔长决定为 42 mm4 按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为二p =275MPa，又由于轴受的载荷为脉动的，所以:=0.6。(T3)2W二 43MPa :二 p17#III轴1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv仁 Fv2=1685/2=842.5N2初步确定轴的最小直径da1 = Ao3 * = 51.4mm3.轴的结构设计1）轴上零件的装配方案#II厂'丨丨III III IVV VI VII#2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径607075877970长度105113.758399.533.255. 求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合W =0.1d3 =0.1 60 21600mm3Mm CT,= 51.2MPa 十 p滚动轴承的选择及计算I轴：1.求两轴承受到的径向载荷5、轴承30206的校核1）径向力168.52）派生力FdA =甩 -52.7N , FdB =空 =52.7N2Y2Y3）轴向力由于 FaFdB =223 52.7 二 275.7N FdA , 所以轴向力为FaA =223 , FaB =52.74）当量载荷由于 弘=1.32e , b = 0.31 ： e ,F rAF rB所以 XA =04 , YA =1.6, XB =1 , YB =0 。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp =1.2，故当量载荷为Pa 二 fp(XAFrA YaFra) =509.04N PB = fpF YdFab) = 202.225) 轴承寿命的校核6 (色 3.98 io7h .24OOOh60n! PaII轴：6、轴承30307的校核1) 径向力FrA =TFHVT = 1418.5NFrb = . fH2 Fv22 = 603.5N2) 派生力FdA =电=443N , FdB 二空=189NdA 2Y2Y3) 轴向力由于 Fai FdB -892 189 =1081 N - FdA ,所以轴向力为FaA =638N , FaB =189N4) 当量载荷由于 FaA = 0.45 e，FaB = 0.31 ： e，F rAF rB所以 Xa =0.4，Ya =1.6，Xb =1，Yb =0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp =1.2，故当量载荷为Pa = fp(XAFrA YaFra) = 1905.84 NPb 二 fp(XBFrB YbFrbH 724.2N5) 轴承寿命的校核106 CrLh( p =1.50 107 h 24000h60q PaIII 轴：7、轴承32214的校核1）径向力FrAF1 Fv21 二 842.5NFrb 二Ff?Fv? =842.5N2）派生力FdA=电=294.6N , FdB =电=294.6N 2YdB 2Y3）轴向力由于 Fa1 FdB =294.6 1115 =1409.6N FdA ,所以轴向力为 FaA =1115N , FaB = 294.6N4) 当量载荷由于电=1.32 e ,空二 0.34 ： e , FrAFrB所以 XA =04 , YA =1.5, XB =1 , YB =0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp =1.2，故当量载荷为Pa 二 fpgFrA YaFra） = 2317.87N P fpgFrB YBFaB1011N5）轴承寿命的校核106 Cr 戸7Lh（），56.1 10 h 24000h60 n1 Pa键连接的选择及校核计算代号直径（mm）工作长度(mm)工作咼度(mm)转矩（N m）极限应力(MPa)高 速 轴8X 7X 60 （单头）25353.539.826.012X 8X 80 （单头）4068439.87.32中 间 轴12X 8X 70 （单头）4058419141.2低 速 轴20X 12X 80 （单头）75606925.268.518X 11X 110 （单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为二p=110MPa，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为Ka =1.5 ,计算转矩为 Tc KaT1 =1.5 39.8 =59.7N m所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84 )，但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5( GB4323-84)其主要参数如下：材料HT200公称转矩Tn =125N m轴孔直径 d1 = 38mm， d2 =25mm轴孔长 L = 82mm， L 60mm装配尺寸A = 45mm半联轴器厚b =38mm(1P163 表 17-3)( GB4323-84)三、第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为KA =1.5,计算转矩为 Tea =KAT3 =1.5925.2 =1387.8N m所以选用弹性柱销联轴器 TL10( GB4323-84)其主要参数如下：材料HT200公称转矩Tn二2000 N m轴孔直径d1 =d2 = 63mm轴孔长 L = 142mm， L1 = 107mm装配尺寸A二80mm半联轴器厚b = 58mm(1P163 表 17-3)( GB4323-84)减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18 X 1.5油面指示器选用游标尺 M16起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M16X 1.5润滑与密封一、齿轮的润滑 采用浸油润滑， 由于低速级周向速度为， 所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径， 取为35mm。二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利， 考虑到该装置用于小型设备， 选用 L-AN15 润滑油。四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（ F） B25-42-7-ACM ，（ F） B70-90-10-ACM 。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫， 所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷， 我相信， 通过这次的实践， 能使我在以后的设计中避免很多不必要 的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料目录1 机械设计课程设计 一版；，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995 年 12 月第2 机械设计（第七版） ，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001 年 7 月第七版；3 简明机械设计手册 ，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年 5月第一版；4 减速器选用手册 ，化学工业出版社，周明衡主编，2002年 6月第一版；5 工程机械构造图册 ，机械工业出版社，刘希平主编6 机械制图（第四版） ，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编 四版；2001 年 8 月第莫雨松，李硕根，7 互换性与技术测量（第四版） ，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵， 杨兴骏编， 2001 年 1 月第四版。23