机械方案同轴式圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说 明 书目录313233456677121620212126313537392设计任务书1. 传动装置总图电 动 机开 式 齿轮 传 动螺旋输送机减 速 器2.设计要求：1）选择电动机类型和规格；2）设计减速器和开式齿轮传动；3）选择联轴类型和型号；4）绘制减速器装配图和零件图；5）编写设计说明书。33.已知条件1）输送机主轴功率P10 Kw，输送机主轴转速n90 /min；2）输送机效率 f0.96；3）工作情况单向转速，连续工作，工作平稳；4）机械公用输送散装物料，如砂、灰、谷物、煤粉等；5）运动要求输送机主轴转速误差不超过7%；6）使用寿命5 年，每年 300 天，每天 8 小时；7）检修周期半年小修；两年大修；8）生产批量中批生产；9）生产厂型中小型械制造厂。4项目内容及计算说明：计算结果：一、电动机的选择：1）输送机主轴效率功率： Pw 10 KwPw10Kw2）输送机主轴转速： 90 r/minnw90 r/min3）传动装置总效率：选取弹性柱销联轴器效率：联 0.99联0.99球轴承效率：承 0.99承0.99圆柱齿轮啮合效率：N0.97N0.97总效率：223a联N承0.9920.9930.972=0.94）电动机输出功率：Pw1011.18KwPd0.8947865a所以：选择电动机型号为 :Y160M2-2型三相 异步电动 机 , 同 步 转 速 n0 3000r/min ， 异 步 转 速n 2930 r/min 。二、分配传动比：1. 估算传动装置的总传动比：n293032.56i总90nw2. 根据公式：i柱1i柱 2 i开i总试分配传动比：a 0.8947865Pd 11.18 Kwi总32.565第一级齿轮传动： i柱14.42第二级齿轮传动： i柱 23.25第三级（开式）齿轮传动：i开2.27则：i带 i柱1 i柱 24.42 3.25 2.2732.60855三、传动装置的运动和动力参数计算：1.计算各轴转速：n1n2930 r/minn2n12930662.90r/mini14.42n3n2662.9i23.25203.97 r/minn4n3203.9789.85r/mini开2.272.计算各轴输入功率：P1Pd联承11.18 0.99210.96 KwPP柱1承j10.96 0.970.99 10.52Kw21P3P2齿 2承j 10.520.970.9910.10Kw3齿2承4f10.10 0.99P4 P10.02. 计算各轴输入转矩：T19550P1955010.96Nmn135.722930T29550P2955010.52n2151.56 Nm662.9i柱14.42i柱 23.25i开2.27合适！n12930r/minn2662.9 r/minn3203.97 r/minn489.85 r/minP10.96Kw1P24.706069 KwP310.10KwP410.0 KwT135.72 NmT2151.56 Nm6T3P3955010.1Nm9550472.89n3203.97T49550 P49550101061.1 Nmn490将上述结果列于表中：轴转 速 n功 率 P转 矩 T号12930r/min10.96Kw35.72 Nm2662.9r/min10.52Kw151.56Nm3203.97 r/min10.10Kw472.89Nm489.85r/min10.0 Kw1061.1 Nm四、传动零件的设计计算：（一）直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算：1.选择齿轮的材料：小齿轮选用 40Cr 调质大齿轮选用 45 正火许用接触应力H 由式H = H limZ NSH min确定齿轮精度等级，按 vm ( 0.013 0.022) n1 3P 估计齿n1宽中点分度圆上的圆周速度vm8 m/s。查表取：T3472.89 NmT41061.1 NmHBS260HBS1HBS2210HBS组公差 8 级小轮大端分度圆 d1 由式：2KT1u1 Z EZHZ)2计算：d1 3u(H d齿宽系数d按齿轮相对轴承为非对称布d =0.8置：小轮齿数 Z1在推荐值20 40中选：Z126大轮齿数 Z2Z2iZ1 4.4226 115Z2357齿数比 uuZ2 / Z1 4.42传动比误差 u / uu / u 在 5% 范围内，小轮转矩 T1载荷系数 KK K AKV KK使用系数 K A查表得：动载荷系数 K V查得：齿向载荷分布系数 K齿间载荷分布系数 K由推荐值 1.0 1.2载荷系数 K 的初值 K tK t K A KV K K11.2 1.11.1弹性系数 Z E查表得：节点影响系数 Z H查表得：许用接触应力 H H H lim ZN / SH min接触疲劳极限H lim接触寿命系数 Z N应力循环次数 N 由式：N160 n1 jL h602930 1 (53008)N2N1 / u2.11 109 / 4.42则：查表得 ZN 1 ， ZN2 （不允许有点蚀）硬化系数 ZW查表得：接触安全系数 SH查表得：则：H 1 7001 / 1H 2 5001.05 /1故： d1 的值为：321.45235723189.82.450.80.9924.421d1t0.8(577.5)4.42u4.42合适！T135.723 NmK A1K V1.2K 1.1 K =1.1K t1.452Z E189.8 N mm2ZH2.457002H limN/mm12 5502H limN/mmN12.11 109N24.77 108Z N 11Z N 21.05ZW1SH min1H1 2700 N/mmH 2 2577 .5 N/mmd140.14 mm8齿轮法面模数 mmd1 cos/ Z140.14cos12 / 261.51圆整：mn2n齿轮啮合中心距为：a m ( zz ) / (2cos) 2 (26 115) / (2cos12)144.1n12取圆整得a145mm分度圆螺旋角为arccos( m ( zz ) / (2 a)arccos(2 (26 115) / 2 /145)13.49 13 2924n12小轮分度圆直径 d1 为：d1mn Z1 / cos226/ cos13.4953.48mm大轮分度圆直径 d 2d2mn Z2 / cos2115/ cos13.49236.52mm圆周速度 vmvmd1n1 / 600003.14 53.482930/ 60000齿宽 bd d10.8 40.1432.112圆整 :大轮齿宽 b2b小轮齿宽 b1b2(5 10)3.齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式 F2KT1YF a YSa YF bd1m当量齿数 Zv ：Zv1Z1 / cos326 / cos3 13.4928.27Zv2Z2 / cos3115/ cos3 13.49125.06齿形系数 YF a查表得：小轮 YF a1大轮 YF a 2应力修正系数 YS a查表得 :dt53.48 mmd2236.52 mmvm8.2 m/sb49mmb249 mmb154 mmZv129Zv2126YF a12.55YF a 22.169小轮 YS a1大轮 YS a2重合度系数 Y由式Y0.250.75/0.250.75/1.6620.644许用弯曲应力 F F F limYN YxSF弯曲疲劳极限应力F lim查表得：弯曲寿命系数 YN查表得：尺寸系数 Yx查表得：安全系数 SF查表得：则： F1F lim 1YN 1Yx1 / SF54011/1.4F 2 F lim 2YN 2Yx2/ SF42011/1.4所以：F 121.452357232.551.610.6440.94953.48269.84N/mm 2F 1 F 221.452357232.161.810.6445453.48254.87N/mm 2F 1 4.齿轮的其他基本几何参数与结构图模数 m齿数 Z1，Z2压力角齿顶高系数ha*YS a11.61YS a 21.81Y0.644F lim 1540 N/mm 22F lim 2420 N/mmYN 1YN2 1Y x1SF1.42F 1 385.71 N/mmF 2 2300 N/mm2F 169.84N/mmF 2 54.87 N/mm 2 齿根弯曲强度足够m2Z126 ， Z2115200ha*110顶隙系数c*传动比 i分度圆直径dc*0.25i4.42d153.48 mmd2236.52 mm齿顶高ha齿根高hf齿全高h齿顶圆直径da齿根圆直径d f基圆直径db齿距p齿厚、槽宽s ,e顶隙 c中心距a齿宽bhaha* mhf(ha*c* )mhhah fda 1d12hada 2d 22had f 1d12h fd f 2d 22hfdbd cospmsep / 2cc* mha2 mmhf2.5 mmh 5 mmda157.48 mmda2240.52mmd f 148.48 mmd f 2231.52 mmdb150.25 mmdb2222.26 mmp6.28 mmse 3.1415 mmc0.5mma145mmb149 mmb254 mm11（二）直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算：1.选择齿轮的材料：查表：小齿轮选用 40Cr 调质小齿轮选用 45 正火HBS260HBS1HBS2210HBS2.按齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮精度等级，按vt(0.013 0.022) n23 P，n1组公差 8 级估取圆周速度 vt 3m/s。查表取：小轮大端分度圆直径 d1 由式：d12KT1u1Z EZ HZ2计算：3u(H )d齿宽系数d按齿轮相对轴承非对称布置，取：d0.8Z123小轮齿数 Z1在推荐值20 40中选：Z275大轮齿数 Z2Z2i Z13.252398u3.25齿数比 uuZ2/Z198/233.25合适！传动比误差u / uu / u 误差在5%范围内：小轮转矩 T1T1151555Nmm载荷系数 KK KAKVKKK A1使用系数 K A查表得：K V1.2动载荷系数 K V 值查得：K1.1齿向载荷分布系数 K查表：K1.1齿向载荷分布系数 K由0 及式1.883.2(11) cosZ1Z 21.883.2( 11 )1.73取：1.732375载荷系数 K 的初值 K tK t1.452K t11.21.11.1弹性系数 Z E查表得：12节点影响系数 Z H（0, x1x20)查表得：重合度系数 Z（0 ）查表得：许用接触应力 H H H lim Z N ZW / SH接触疲劳极限应力H lim应力循环次数N160 njLh60662.9 1 (5 300 8)N2N1 / u 4.77108 / 3.25则：查表得接触寿命系数ZN1 ZN2 （不允许有点蚀） :硬化系数 ZW查表得：接触强度安全系数 SH按一般可靠度查 SH min1.0 1.1取：H 17001 1.05 /1H 2 5501.15 1/1故： d1 的值为：321.452151555 3.251189.82.50.882d10.83.25()632.5Z189.8 N / mm 2E2.5Z HZ0.877002H lim 1N/mm5002H lim 2N/mmN14.77 108N27.9 107ZN11.05，ZN 21.15ZW1SH1H1735N/mm 2H 22632.5N/mm齿轮模数 md167.89 mmm d1t / Z1 67.89/ 232.951 圆整：m4小轮分度圆直径的值为：d1 m Z1 4 23d192 mm圆周速度 vvd1n2 / 60000 3.14 92662.9/ 60000v3.19 m/s大轮分度圆直径 d 2d2m Z24 75d2300 mmm(Z1Z2 )4(2375)中心距 aa196 mma22齿宽 bd d1t min0.89273.6 mmb74 mm13大轮齿宽 b2b小轮齿宽 b1b2 (5 10)3.齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式F2KT1YF aYSaY F bd1 m齿形系数 YF a查表得：小轮 YF a1大轮 YF a 2应力修正系数 YS a查表得 :小轮 YS a1大轮 YS a2重合度系数 Y由式Y0.250.75/0.250.75/1.730.68许用弯曲应力 F F F limYN YxSF弯曲疲劳极限应力F lim查表得：弯曲寿命系数 YN查表得：尺寸系数 Yx查表得：安全系数 SF查表得：则： F 1 F lim 1YN 1Yx1 / SF54011/1.4F 2 F lim 2YN 2Yx2/SF 420 11/1.4所以：21.4521515552.691.5750.68F 18092443.0N/mm 2F 1 21.4521515552.241.7750.68F 274924b274 mmb180 mmYF a12.69YF a 22.24YS a11.575YS a 21.75Y0.685402F lim 1N/mm4202F lim 2N/mmYN 1YN2 1Y x1SF1.42F 1 385.71 N/mmF 2 2300 N/mmF 143.0 N/mm 22F 243.0 N/mm1443.0 N/mm 2 F14.齿轮的其他基本几何参数与结构图齿根弯曲强度足够1）基本几何尺寸计算：模数 m齿数 Z1，Z2压力角*齿顶高系数ha*顶隙系数c传动比 i分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿全高h齿顶圆直径da齿根圆直径d f基圆直径db齿距p齿厚、槽宽s ,e基圆齿距pb法向齿距pn顶隙 chaha*mhf(ha*c* )mhhah fda 1d12hada 2d 22had f 1d12h fd f 2d 22hfdbd cospmsep / 2pbp cospnpbcc* mm4Z 123Z 275200h a*1c*0.25i3.25d192 mmd2300 mmha4mmhf5mmh 9 mmda1100 mda 2308 mmd f 182 mmd f 2290 mmdb186.45 mmdb2281.91 mmp12.56mmse6.28 mmpb11.8mmpn11.8 mmc 1 mm15中心距 aa196 mm齿宽 bb180 mmb274 mm（三） 开式齿轮的基本参数及强度计算：（一） 直齿圆锥齿轮的基本参数及强度计算：1.选择齿轮的材料：HBS260HBS小齿轮选用40Cr 调质1大齿轮选用 45正火HBS2210HBS许用接触应力 H 由式 H=H limZ NSH min确定齿轮精度等级，按vm(0.018 0.028) n13P估n1计齿宽中点分度圆上的圆周速度vm2.0214。查表取： 组公差 7 级m/s小轮大端分度圆 d1 由式：d1 1dm2KT1u 21ZEZH)23u( H u 21dm计算：齿宽系dm在推荐值 1/41/3中选：小轮齿数 Z1在推荐值20 40 中选：大齿数Z 2iZ12.62445830 78.734齿数比 uuZ2 /Z1i 锥2.63传动比误差u / uu / u 在5% 范围内，小轮转矩 T1载荷系数 KKKA KVK使用系数 K A查表得：动载荷系数 K V 值查得：齿向载荷分布系数 Kdm0.25Z130Z279u1.8合适！T1186853.385 Nm16载荷系数 K 的初值 K tK tK A K Vt弹性系数 Z E节点影响系数许用接触应力接触疲劳极限K 1.25 1.14 1.20查表得：Z H查表得：H HH lim ZN / SHH limK A1.25K V1.14Z189.8 N / mm2K E1.20K t1.71ZH2.5接触寿命系数 Z N应力循环次数 N 由式：N160 n1 jL h60 288.04762 1 (5 350 8)N 2N1 / u2.4196 107 / 2.652H lim700 N/mm12H lim2 550 N/mm则：查表得 ZN1， ZN2（不允许有点蚀）接触安全系数 SH查表得：则：H 1 7001/1.2H 2 5501/ 1.2故： d1 的设计值为：d1 10.25321.711868532.6321 189.82.5)22.63210.252.63(583.3齿轮模数 mm d1 / Z1132.6888/ 304.423圆整：小轮大端分度圆直径d1 为：d1m Z1430120小轮平均分度圆直径dm1N1 2.4196 108 N2 9.13 107Z N 1ZN2 1SH1.2H1 2583.3 N/mm2H 2 458 .3 N/md1132.6888 mmm4d m1d1d1120 mm1dmu 2117圆周速度 vmvmd m1 n1 / 600003.14110.2079288.04762/ 60000动载荷系数 K V查表得：载荷系数 KK1.251.151.2大轮大端分度圆直径 d2d2m Z2 4 79锥距 RRmZ12Z224 30279 222齿宽 bdmdm10.25 110.2076 27.552圆整 :3.齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式F2KT1YF aYS a1dmF bd1m1u 2齿形系数 YF a 由当量齿数ZV1Z1u21 / u302.6321 / 2.63 32.0954ZV 2ZV 1 u 232.09542.632220.0001查表得 YF a1 和 YF a 2应力修正系数 YS a查表得 YS a1 和 YS a2许用弯曲应力 F F F lim YN YxSF弯曲疲劳极限应力F lim弯曲寿命系数 YN查得：尺寸系数 Yx查得：安全系数 SF查得：d m1110.2079 mmvm1.6622 m/sK V1.15K1.725d 2316 mmR169.0089mmb28mmZV1 32.0954 ZV2 220YF a 12.52YF a 22.22YS a11.63YS a 21.77F lim 1540N/mm 24202F lim 2N/mmYN 1YN2 1Y x118则：F 1 54011/1.4F 2 42011/1.421.725186853.3852.521.630.25F 1281204112.632100.1081 N/mm 2F 1 21.725186853.3852.221.770.25F 2281204112.63295 .7651 N/mm2F 2 4.齿轮的其他基本几何参数与结构图模数 m齿数 Z1，Z2压力角*齿顶高系数ha传动比 i分度圆锥角1arc tan Z1Z 229001分度圆直径d齿顶高 hahaha*m齿根高 hfhf(ha*c* )m齿全高 hhhah f齿顶圆直径 dada 1d12ha cos 1da 2d 2 2ha cos 2SF1.4F 1 2385.71 N/mmF 2 2300 N/mm2F1100.1081N/mmF 295.76512N/mm齿根弯曲强度足够m4Z130Z279200ha*1c*0.2i2.624458120.794102 69.20590d1120 mmd 2316 mmha4 mmhf4.8 mmh8.8 mmd a1 127.4789 mm d a 2 318.84 mm19齿根圆直径 d fd f 1d12hf cosd f 2d 22hf cos锥距 R齿顶角 aaarc tanhaR齿根角 ffarc tan hfR齿宽b1d f 1111.0253 mm2d f 2312.592 mmR169.0089 mma 1.35580 f 1.62680b28mm2）大圆锥齿轮外观图：五、齿轮公差组的确定：1.高速轴齿轮的精度等级：小齿轮分度圆直径 d1d1100大齿轮分度圆直径 d2d 2140公称中心距 aa120齿轮的圆周速度 vd1 n1v50.789 r综合考虑三项精度要求，确定齿轮传递运动准确性、min传动平稳性、轮齿载荷分布均匀性的精度等级为8 级、8级、8 级。2.确定齿轮的应检精度指标的公差或极限偏差：查表得齿轮轴上的齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为：齿距累积总公差 Fp 55 m，单个齿距极限偏差 f pt 18 m，齿廓总公差 F 27 m，螺旋线总公差 F 28 m，齿轮径向跳动公差 Fr 44 m。8级、8 级、7级F p55 mf pt18 mF27 mF28 mFr44 m查表得输出轴上的大齿轮的四项应检精度指标的公差 F p 70 m 或极限偏差为：齿距累积总公差 Fp 70 m，单个齿距极20限偏差 f pt 18 m，齿廓总公差 F 25 m，螺旋线总公差 F 25 m，齿轮径向跳动公差 Fr 44 m。本减速器的齿轮属于普通齿轮，不需要规定k 个齿距累积极限偏差。六、轴的结构设计及强度计算：（一）输入轴的结构设计和强度计算：1.计算作用在齿轮上的力：转矩： T19.55106 P1n1圆周力：Ft 2T1 / d2357232930径向力：Fr Ft tann / cos1355.94tan200 / cos13.49轴向力：Fa Ft tan1355.94 tan13.492.初步估算轴的直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理根据公式 dA3P1n1计算轴的最小直径， 并加大一些以考虑键槽等因素的影响。查表取 A=112则： dmin 1.7 1153 5.000636829.56 mm9703.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。f pt18 mF25 mF25 mFr56 mT135723 NmmFt11355.94 NFr500.04NFa325.28 Ndmin29.56 mm21轴段主要用于安装联轴器， 其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。另外还由于联轴器那一侧接电动机，则应先选电动机。有电动机的型号可得D d32mm则联轴器应选择为D l3240mm 系列中的一个。又由于联轴器的计算转矩为TcaK A T1 ，根据工作情况选取K A1.5 ，则：Tca1.53572353584.5 Nm。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL6,许用转矩T 250Nm。与输入轴联接的半联轴器孔径d140 mm，因此选取轴段 的直径 为 d140 mm 。 半 联轴器 轮 毂总长 度L 82 mm ，（ J 型轴 孔），与轴配合的轮毂孔长 度为L180 mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段 :为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为 d1 40 mm。为保证定位要求，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度（ mm）略短 2 3 mm；半联轴器右端用套筒轴向定位， 其长度为扳手的有效活动距离和输入轴轴承盖长度之和。此处取为 50 mm。所以，轴段总长为 L 130 。轴段 :为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为 7210AC 角接触球轴承。宽度 B 19 mm。所以轴段直径应为轴承内圈直径 d2 45 mm；为保证轴承的轴向定位Tca53584.5Nmd140 mmL82 mmd140 mmL 130 mmd2 45 mm22用