二级同轴式圆柱齿轮减速器

下载可编辑一、设计题目1.设计题目 ：带式运输机的传动装置的设计2.已知条件 ：（ 1） 工作条件 ：两班制 ，连续单向运转 ，载荷较平稳 ，室内工作 ，有粉尘 ，环境最高温度 35 ；（ 2） 使用折旧期 ：8 年；（ 3） 检修间隔期 ：四年一次大修 ，两年一次中修 ，半年一次小修 ；（ 4） 动力来源 ：电力，三相交流 ，电压 380/220V ；（ 5） 运输带速度允许误差 ：5% ；（ 6） 制造条件及生产批量 ：一般机械厂制造 ，小批量生产 。3.设计数据 ：运输带工作拉力F： 2600N;运输带工作速度v： 1.1m/s ；卷筒直径D： 220mm ；二、方案及主要零部件选择1. 设计方案：二级同轴式圆柱齿轮减速器.专业 .整理 .下载可编辑辅助件 ：观察孔盖 ，油标和油尺 ，放油螺塞 ，通气孔 ，吊环螺钉 ，吊耳和吊钩 ，定位销，启盖螺钉 ，轴承套 ，密封圈等 。2.各主要部件选择目的分析结论动力源电动机齿轮斜齿轮传动平稳两对斜齿轮轴承轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三、电动机的选择工作机所需有效功率PwFv2600 1. 10kW10002. 861000传动装置总效率2421234查文献 【1】P141 表二得各部分传动效率联轴器传动效率10. 99 ， （两个弹性联轴器 ）；.专业 .整理 .下载可编辑滚动轴承传动效率20. 99 ，（四对滚动轴承 ）；圆柱斜齿轮传动效率输送机卷筒传动效率340. 98 ， （两对 7 级精度齿轮传动 ）；0. 96， ；所以电动机所需工作效率为：PwPd3. 3kW工作机卷筒轴转速为：nW60v95. 5r / mind查文献 【1】P413两级式同轴式齿轮传动比范围i860ndnwi7645730r / min符合这一范围的同步转速有1000r/min 、 1500r/min、 3000r/min三种 ，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选择同步转速为1500r/min的电动机根据电动机类型、容量和转速 ，有文献 【2 】P173查得 ，选用 Y112M-4 ，方案电动机额定功满载转堵转转矩最大转矩速质量 /kg号型号率/kw额定转矩额定转矩/(r/min)1Y112M414402.22.343-4四、传动比及各轴转速、功率、转矩计算.专业 .整理 .下载可编辑nm1440总传动比 ： i15. 08nw95. 5各轴的转速n1nm1440r /minn2n11440371. 13r/mini 13. 88n3n2371. 1395. 69r/ mini 23. 88n4n395. 69r/ min各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即轴1P1Pd 1 23. 23kW轴2P2P1233. 13kW轴3P3P2233. 04kW工作机 P4P3122. 98kW各轴转矩电机轴输出 Td9. 55106Pd2. 19 104N mmnm轴1TTd122. 15 104Nmm1轴2TT3i18. 09104Nmm212轴3T23i23. 05105NmmT32工作机 T4T122. 99105 Nmm3五、高速级齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级 、材料及齿数（ 1 ）选用斜齿圆柱齿轮（ 2 ）运输机为一般工作机器，速度不高 ，故选 7 级精度 （ GB10095-88 ）.专业 .整理 .下载可编辑（ 3 ）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 ，二者硬度差为 40HBS。（ 4 ）选小齿轮齿数 z130 ：大齿轮齿数 z2 iz1 3. 88 30116（ 5 ）初选取螺旋角142.按齿面接触强度设计文献 【1 】机械设计 第八版高速级名称符号小齿轮大齿轮螺旋角14传动比i3.88齿数z26101基圆螺旋角b14法面模数mn1.5端面模数m1.55t法面压力角n20端面压力角t20.5法面齿距p n6.28mm端面齿距pt6.50mm法面基圆齿距p bn5.90mm.专业 .整理 .法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距齿宽低速级名称螺旋角传动比齿数基圆螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面压力角法面齿距端面齿距法面基圆齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高han*c*ndd bh ahfdadfab符号izbmnmtntp nptp bnhan*c*ndd bh a下载可编辑10.2540.54157.4652.40mm260.07mm2mm2.5mm43.5354160.464636.7854153.7146994540小齿轮大齿轮143.8820991421.552020.56.28mm6.50mm5.90mm10.2540.41157.5952.40mm260.07mm2mm.专业 .整理 .下载可编辑齿根高hf2.5mm齿顶圆直径da44.4082161.5918齿根圆直径df35.4082152.5918标准中心距a99齿宽b4540八.减速器轴及轴承装置 、键的设计输入轴（中间轴）输出轴1 轴（输入轴）及其轴承装置 、键的设计目的过程分析结论输入轴上的功率P13. 23kw, 转速 n11440r / min选轴的材料为输T12. 1510 4 Nmm钢，调质处理.专业 .整理 .下载可编辑入求作用在车轮上的轴Ft2T122. 15 104d140. 131071. 5N的tanantan 20FrFt1071. 5401. 2设coscos 13 36NFaFttan1071. 5tan 13 36259. 2N计按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献 【2 】中表 8-7查及得，选用 LX2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000。 半联轴器的其孔径,故取，半联轴器长度.半联轴器与轴配合的毂孔长度。轴4、轴的结构设计承（ 1）低速轴的装配方案如下图所示：装置输入轴、键的（ 2）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 2-3轴段的左端需要一个定位轴设肩 ， 根 据 文 献 【3 】（ P379 ） 可 知 轴 肩高 度 h=(0.07-0.1)d，所以取直径计；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以应取 1-2段的长度比联轴器毂孔稍短一些，取。（ 3）初步选择滚动轴承 。 因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由文献 【2 】中表 6-7（ P80 ）中初步选用圆锥滚子轴承30305型，其尺寸为内径，外径，轴承宽度，；所以，.专业 .整理 .下载可编辑，。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，根据文献 【2 】表6-7 （ P80 ）查得，所以取。（ 4）由于高速小齿轮的齿根圆直径，所以安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为B=50mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应稍短于齿轮轮毂宽度 ，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d ，故取h=3mm,则轴 环 处 的 直 径。 由 文 献【3 】（ P379 ） 轴 环 宽 度b1.4h ，所以取。（ 5 ）轴承端盖的总宽度为20mm 。 根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。（ 6 ）取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm ，考虑到箱体的铸造误差 ，在确定滚动轴承位置时 。应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm, 已知滚动轴承宽度T=18.25mm，则至此 ，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。轴段直径 （ mm ）长度 （ mm ）1-220352-323503-42546.254-52846.专业 .整理 .下载可编辑5-634106-732147-82518.25总长度249.5目的过程分析结 论.专业 .整理 .下载可编辑1 、 键的设计根据文献 【2】中表4-1 （ P56 ）按,查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面， 配合为H7/n6 ； 键的型号为GB/T1096键输A。入联轴器与轴连接的平键截面，配合为H7/k6 ；轴键的型号为GB/T1096 键 A6 618 。的2 、 轴的受力分析设计及其轴承装置、键的设根据轴的尺寸确定、 、 的长度计（ 1 ）在水平面上.专业 .整理 .下载可编辑F1HF2 HFt845422. 5N hht22（ 2 ）在垂直面上Fr L3Fad32054. 2524445. 28F1v22L2L354. 2554. 25210. 9N所以 F2vFrF1v320210. 9109. 1N（3）求弯矩M1HM2HF1HL2422. 554. 2522920. 63N .mmMvFvL210. 954. 2511441. 33N .mm112M2F1L2F d210. 954. 25 -24445. 28vva225917. 17N.mm所以合成后的弯矩M1M12HM12v22920. 63211441 . 33225617. 56NmmM2M22HM22v22920. 6325917. 17223672. 10Nmm（4）计算扭矩3 、 轴的强度校核由文献 【3 】（P380 ） 可知进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度 。 因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 =0.6 ，轴的计算应力由文献【3】式 15-5已选定轴的材料为45钢 ，调质处理 ，根据文献 【3 】中表15-1 查得- 160MPaca1 ，故安全。因此.专业 .整理 .下载可编辑4 、 轴强度的精确校核截面A， 2 ， 3， B 只受扭矩作用，虽然键槽 、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A ， 2， 3，B 均无需校核 。应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和 5 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面 C 上的应力最大 。 截面5 的应力集中的影响和截面4 的相近 ，但截面 5 不受扭矩作用 ，同时轴径也较大 ，故不必做强度校核。 截面 C 上虽然应力最大 ，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面 C 也不必校核 。 截面6 和 7 显然更不必校核 。 由机械设计手册可知 ，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4 左右两侧即可 。（ 1 ）分析截面4 左侧抗弯截面系数 ：W0.1d30. 12531562. 53mm抗扭截面系数 ： WT0. 2d30. 225333125mm截面 4左侧的弯矩 ：MML2T25617. 5654. 2518. 25L254. 2516999. 67Nmm截面 4上的扭矩 ：截面 4上的弯曲应力 ：bM W16999. 67 1562. 510. 88MPa截面 4上的扭转切应力 ：.专业 .整理 .下载可编辑TT3W19130 31256. 12MPaT轴的材料为 45钢，调质处理 。 根据文献 【3 】中表 15-1查得B640MPa ，1 275MPa ，1 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,由文献 【3 】附表3-2查取 ，因 r d2 250. 08 ， D d28 251. 12 ， 经 插 值 后 可 查得，1. 74,1.28又由文献 【3】附图 3-1 （ P41）可得轴材料的敏性系数为q0. 82, q0.85所以有效应力集中系数按文献【3】附表 3-4 可得由文献 【3】附图 3-2 取尺寸系数为，扭转尺寸系数为0.92轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理 ，即表面高频淬火强化系数中式 3-12 和式 3-12a 可得综合系数为 ：q 1 ，按照文献 【3】Kk1 /1.610.91/0.922.876Kk1 /1.2380.921/0.922.433又由文献 【3】3-1 （ P25 ）取碳钢的0.1 ，0.05计算安全系数 ,由式 15-6,15-7和 15-8 得到目的过程分析结 论.专业 .整理 .下载可编辑） 计算支承反力在水平面上F1HF2H483N在垂直面上F L3F d401. 2 47. 5259. 2 40. 13输M20, F1vra22280NL2L33947. 5入轴故21401. 2280121. 3F vFr F vN的总支承反力设FF2F248322802651N11 H1v计FF2F24832151. 52506N22H2v及a)画弯矩图其1124833922932 .M HF HLN mm轴F2HL348347. 522943N .mmM2H承M1vF1vL22803910920.mm装MFLFd5719.mm2v1v2a2N置M1M12M1225399Nmm故Hv、M2M22HM22v23645Nmm键4 ）画转矩图的设6 校核轴的强度计按弯矩合成应力校核轴的强度.专业 .整理 .下载可编辑对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数0.6 ,则caM2(T )212.98Wmpa查表 15-1 得 1 =60mpa, 因此ca1 ,故安全 .精确校核轴的疲劳强度C 剖面左侧 ，因弯矩大 ，有转矩 ，还有键槽引起的应力集中，故 C 剖面左侧为危险剖面抗弯截面系数 ： W0.1d30. 133251562. 5mm抗扭截面系数 ： WT0. 2d30. 225333125mm截面 4左侧的弯矩 ：M ML2T54. 2518. 2525617. 5616999. 67NmmL254. 25目的过程分析结论M16999mpam0abW10. 881562TT1. 24mpaT2. 48mpaam2WT输轴的材料为45 刚 , 调质处理.由 表 15-1查得mpaB 640入1 275mpa ,1 155mpa .截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系.专业 .整理 .轴的设计及其轴承装置、键的设计目的下载可编辑数及按附表3-2 查取 .因 r10.03 , D361.2 ,经插值后可d30d30查得2.091.66又由附图3-1 可得轴的材料的敏性系数为q0.74q0.77故有应力集中系数按式(附 3-4) 为k1q(1)10.74( 2.09 1) 1.81k1q(1)10.77(1.66 1) 1.51由附图 3-2 得尺寸系数0.77; 由附图 3-3 得扭转尺寸系数0.88由附图 3-4 得0.92轴未经表面强化处理,即q1 ,则按式3-12及 3-12a得综合系数值为k111.81112.44K0.770.92Kk11.5111.81110.880.92由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数0.1 0.2 ,取0.10.05 0.1,取0.05过程分析结论.专业 .整理 .下载可编辑于是 ,计算安全系数Sca 值 ,按式 (15-6)(15-8)则得S12756.09键校核安全K am 2.4418.5 0.10S115567. 2K a1. 81 1. 240. 05输m1. 24入ScaS SS1.3 1.5故安S23. 94S2轴全的设8 校核键连接强度计4421500联轴器 :pT120. 5mpad1hl257( 288及)2其查表得p120 150mpa .pp 故强度足够 .轴齿轮 :承装4T1421500pd1hl28 819mpa( 56 10)查表得p120 150mpa .pp 故强度足够 .置9 . 校核轴承寿命、轴承载荷轴承 1径向 : Fr 1F1651N键轴向 : Fa1Fa259. 2N的轴承 2径向: Fr2F2506N设轴向 : Fa20计因此 ,轴承 1 为受载较大的轴承,按轴承1 计算.专业 .整理 .下载可编辑Fa1259. 20. 4eFr 1651按 表13-6, f p 1.0 1.2 , 取 f p 1.0 按 表 13-5注 1,对深沟 球轴 承取f 014.7 ,则相对轴向载荷为f 0 Fa14. 7610. 6583001. 08C0在表 13-5中介于1.031.38 之间 ,对应的 e 值为 0.280.3,Y 值为 1.551.45线性插值法求 Y 值Y(1.551.45)(1.3801.08)1.541.451.3801.03故 Pf p ( XFrYFa )1.0( 0.56 1311.281.54 610.65) 1674N106Cr)310619500318294hLh(60()60nP14401674查表 13-3 得预期计算寿命Lh1200Lh.专业 .整理 .下载可编辑轴校核安全输入轴承校核安全轴的寿命 （） 为设计L h27159及其轴承装置、键的设计3.轴（输出轴）及其轴承装置 、键的设计目的过程分析结论输 输出轴上的功率P33. 04kw, 转速 n395. 69r /min出转矩 T33. 05105 Nmm轴 求作用在车轮上的力及Ft2T323. 051053875Nd 1157. 4其tanantan20FrFt38751454N轴coscos 14FaFttan3875tan 14966N承 初定轴的最小直径装选轴的材料为 钢 ，调质处理 。 根据表 ， 取 A112 于是由式置、初步估算轴的最小直径d minA 3P3 / n336mm这是安装联键.专业 .整理 .下载可编辑的轴 器 处 轴 的 最 小 直 径 d1 2 ， 由 于 此 处 开 键 槽 ， 取设d min36 1. 0537. 8mm， 联 轴 器 的 计 算 转 矩TcaKAT1查表计14-1取KA 1.3，则TcaKAT11. 33. 05105396500Nmm按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献 【2 】中表8-7查得，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000。半联轴器的孔径,故取，半联轴器长度.半联轴器与轴配合的毂孔长度轴的结构设计） 拟定轴上零件的装配方案（见前图 ） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度目的过程分析结论（） 为满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度 h0.07 0.1d ,故取 段的直径 d244mm轴 的 尺 寸 （ 初步选择滚动轴承 。 因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，故）：选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d244，献【2】 d138mm中表 6-7 （ P80 ）中初步选用圆锥滚子轴承 30309型，其尺寸为内径d244输， 外 径，轴承宽度， d345出； 所以，。d450轴右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，根据文献 【2】表 6-7 （ P80）查得d560及，所以取。d654其d745.专业 .整理 .下载可编辑轴轴 段4 上 安 装 齿 轮 ,为 便 于 齿 轮 的 安 装 , d4 应 略 大 与 d3 , 可 取承d450mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的装宽度为 B=45mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应稍短于齿轮置、轮毂宽度 ，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d ，键故取 h=5mm, 则轴环处的直径。 由机械设计 （ P379 ） 轴环宽度的b1.4h ，所以取。设（ 5 ）轴承端盖的总宽度为20mm 。 根据轴承端盖的装卸及便于对轴承计添加润滑脂的要求， 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。（ 6）取齿轮距箱体内壁之距离 =16mm ，考虑到箱体的铸造误差 ，在确定滚动轴承位置时 。 应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm, 已知滚动轴承宽度 T=27.25mm ，则l158l250l355. 25l441l510l614l727。255 、 键的设计根据 课程设计手册 中表 4-1 （ P56）按,查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面， 配合为H7/n6 ；键的型号为GB/T1096键 C14 932 。联轴器与轴连接的平键截面，配合为 ；键的型号为 GB/T1096键 C10 845 。6 、 轴的受力分析.专业 .整理 .下载可编辑根据轴的尺寸确定、的长度（ 1 ）在水平面上F1HF2HFt387521937. 5N2（ 2 ）在垂直面上Fr L3Fad145452. 45966157. 4F1vL2252. 4552. 452L31452N所以 F2vFrF1v145414522N.专业 .整理 .下载可编辑（3）求弯矩M1HM2HF1HL21937. 5 52. 45101621N.mmM1vF1vL2145252. 4576157N .mmMFLFd145252. 45 - 966157. 42v1v2a22133. 2N .mm所以合成后的弯矩M1M12HM12v101621276157 2126991NmmM2M22M221016212133. 22101621Nmm （ 4 ）计Hv算扭矩7 、 轴的强度校核由文献 【3 】（P380 ） 可知进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度 。 因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 =0.6 ，轴的计算应力由文献【3】式 15-5已选定轴的材料为45钢 ，调质处理 ，根据文献 【3 】中表15-1 查得- 160MPaca1 ，故安全。因此8 、 轴强度的精确校核截面A， 2 ， 3， B 只受扭矩作用，虽然键槽 、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A ， 2， 3，B 均无需校核 。应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和 5 处过盈配合引起.专业 .整理 .下载可编辑的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面 C 上的应力最大 。 截面5 的应力集中的影响和截面4 的相近 ，但截面 5 不受扭矩作用 ，同时轴径也较大 ，故不必做强度校核。 截面 C 上虽然应力最大 ，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面 C 也不必校核 。 截面 6 和 7 显然更不必校核 。 由机械设计手册可知 ，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可 。（ 2 ）分析截面4 左侧抗弯截面系数 ：W0.1d30. 14539112. 53mm抗扭截面系数 ： WT0. 2d30. 2453318225 mm截面 4左侧的弯矩 ：M左ML2T10162152. 4527. 2548825 NmmL252. 45截面 4上的扭矩 ：T3. 05105 Nmm3截面 4 上的弯曲应力 ：bM W48825 9112. 55. 36MPa截面 4 上的扭转切应力：T W3. 05105 1822516. 7MPaT3T轴的材料为45 钢，调质处理 。 根据文献 【3 】中表 15-1 查得B640MPa ，1275MPa ，1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,由文献 【3 】附表3-2 查取 ，.专业 .整理 .下载可编辑因 r d2 450. 044 ， D d28 251. 111 ， 经插值后可查得，1. 98,1.30】又由文献 【3】附图 3-1 （ P41）可得轴材料的敏性系数为q0. 82, q0.85所以有效应力集中系数按文献【3】附表 3-4 可得由文献 【3】附图 3-2 取尺寸系数为，扭转尺寸系数为0.86轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理 ，即表面高频淬火强化系数中式 3-12 和式 3-12a 可得综合系数为 ：q 1 ，按照文献 【3】Kk1 /1.78720.751/0.922.136Kk1 /1.2550.861/0.922.546又由文献 【3】3-1 （ P25 ）取碳钢的0.1 ，0.05计算安全系数 ,由式 15-6,15-7和 15-8 得到S S7.20 S 1.5