同轴式两级圆柱齿轮减速器装置设计

设计说明书课程名称： 机 械 设 计 题目名称：二级同轴式圆柱齿轮减速器装置设计目 录一、设计任务书 2二、系统总体方案设计 2三、设计步骤 21、原动机选择 22. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 33. 计算传动装置的运动和动力参数 34. 齿轮的设计 45、从动轴及轴上零件的设计 106、箱体结构的设计 167.润滑密封设计 17四 设计小结 18五 参考资料 18一、设计任务书要求设计一带式运输机传动装置1、式运输机工作原理带式运输机传动示意图如图 1-1 所示。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=2200N，运输带工作速度 v=1.1m/s，卷筒直径D=240mm。 （注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑）4、传动方案二级同轴式圆柱齿轮减速器5、设计任务减速器装配图一张；零件工作图四张(齿轮、轴、箱体、箱盖)；设计说明书一份。二、系统总体方案设计总体设计方案见图如图 1-2 所示图 1-1 图 1-2三、设计步骤1、原动机选择总效率 0.990.98 其中 为齿轮的效率,231na298.03. 1为滚动轴承的效率， 为联轴器（齿轮为 7 级）的效率。2输出功率 P w=FV=22001.1=2.42KW电动机所需工作功率为： PdP w/a2.42/0.982.47kW, 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y100L14 的三相异步电动机，额定功率为 3KW 满载转速1430 r/min。mn。2、确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1） 总传动比 mn /7.58r2401.3.6Dv106滚 筒滚 筒 由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 n m/n1430/87,5816.3ai（2） 分配传动装置传动比 ai12式中 分别为高低速齿轮的传动比。2,在同轴式二级圆柱齿轮减速器中21i初步取 4，则减速器传动比为 16.3/44.075i1 a/根据各原则， =4 ， = 4.075 。2i3、计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速 1430r/minn电 1430/4357.5r/min1/i / 357.5/4.075=87.58 r/min2= =87.58r/minn（2） 各轴输入功率 30.992.97kWPdp 22.970.980.982.85kW1 22。850.980.982.74kWn则各轴的输出功率： 0.98=2.91 kWP 0.98=2.79 kW 0.98=2.685kW（3） 各轴输入转矩= Nm1Td0i1电动机轴的输出转矩 =9550 =95503/1430=20.03 NmdTmdnP所以: = =19.83 Nmd3 =19.8340.980.98=76.13NmT1i2 =76.134.0750.980.98=300.11Nm2输出转矩： 0.98=19.43NmT 0.98=74.60 NmT 0.98=294.11Nm运动和动力参数结果如下表：功率 P KW 转矩 T Nm轴名输入 输出 输入 输出转速r/min电动机轴 3 20.03 14301 轴 2.97 2.91 19.83 19.43 14302 轴 2.85 2.79 76.13 74.60 357.53 轴 2.74 2.69 300.11 294.11 87.584 轴 87.584、齿轮的设计(使用寿命 Lh=360168=46080h)1）高速级齿轮传动的设计计算根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动。由于减速器的结构是同轴式二级减速器，所以两级齿轮在齿数和模数应相等。在初步设计时考虑模数在24mm。而小齿轮的分度圆直径不是很大，考虑他的强度要求，把小齿轮同轴放在一起加工，做成齿轮轴的形式。根据前面算出的轴的转速、传递功率、扭矩及传动比，用机械设计手册软件进行辅助设计 材料选择：高速级小齿轮选用 45 调质后表面淬火，硬度取值范围为217255 HBS，齿面硬度为 250 HBS；取小齿齿数 =24，高速级大齿轮选用1Z45 调质处理，硬度取值范围为 217255 HBS，齿面硬度为220HBS，Z =iZ =4.07524=97.8 取 Z =9821 2 齿轮精度输送机为一般工作机器，速度不高，故按 GB/T100951998，选择 7 级精度。2、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计 2131 )(2. HEdtt ZuTKd确定各参数的值: 初选 =1.3；tK 由教材表 10-7 选取齿宽系数 .0；1d 由教材表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ；218.9MpZE 由教材图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 ；MPaH501lim PaH4702lim 计算应力循环次数N =60n j =6014301（163608）=4.4210 8h；1hLN = h2 88107.12.4i查教材图 10-19 得：K =0.90 K =0.962齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得: =H1 MPaSHN49510.1lim =2K2.76.2li3、设计计算试算小齿轮的分度圆直径 d ，代入 中较小的值。t1H2131 )(2. HEdtt ZuTd= m7.56).4189(.5074.5. 23 计算圆周速度 ssndt /3./06.106计算齿宽 bb= mdt 7.56.1计算齿宽与高之比 。h模数 zmtt 36.241齿高 mht 2.5.536.2.0.57b计算载荷系数根据 ,7 级精度 , 由教材图 10-8 查得动载系数 K =1.15；smv/3.4 V直齿轮， ；1FHK由教材表 10-2 查得使用系数 ；A由教材表 10-4 用插值法得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；312.H由 ， 查教材图 10-13 的6.0.57hb312.HK38.1FK故载荷系数:K K K K =11.1511.312=1.5088AV按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =56.7 =59.591ttk33.1508m计算模数 nm= z48.259.1根据设计所得取 ，则 d1=2.524=60mm4、齿根弯曲疲劳强度设计弯曲强度的设计公式 )(213FSdYZKTm（1）确定公式内各计算数值由教材图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮MPaFE3801的弯曲疲劳强度极限 MPaFE320由教材图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ， ；87.01FNK9.02FN计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 14.2364.1SFEN =2 7.05.92K计算载荷系数 KK K K K =11.1511.381.587AVHF查取齿形系数 和应力校正系数FaYSaY查教材表 10-5 得 齿形系数 2.65 2.171F2Fa查取应力校正系数 1.58 1.781Sa2Sa计算大小齿轮的 并加以比较FY0173.4.236581Sa72FSaY大齿轮的数值大。（2）设计计算计算模数 mmn 81.017.2417.58.43 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可去由弯曲强度算得的模数 1.81，经圆整后再考虑其他的影响因素，可取 m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =59.59 来计算应有的齿数得：1圆整后取 z =24；z =4.07524=97.8 圆整后取 z =9883.25.91mdz 12 2几何尺寸计算计算大、小齿轮的分度圆直径 mzd605.412892计算中心距 mda2.5146021计算齿轮宽度 bd1取 ，mB52低速级齿轮的基本参数与高速级的齿轮要相同，只是再取材上由所不同，以此来满足传动的强度要求，用机械设计手册软件版 3.0 进行辅助设计得到设计数据，整理如下表：高速级齿轮 低速级齿轮小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮传递功率 P/kw 2.85 2.74传递转矩 T/ Nm 76.13 300.11转速 n/r/min 1430 357.5 357.5 87.19传动比 i 4 4.075齿面啮合类型 软硬齿面 软硬齿面材料及热处理45表面淬火45调质45表面淬火 37SiMn2MoV 调质模数/mm 2.5齿数 Z 24 98 24 98齿宽系数d 1.00 0.222 1.00 0.222中心距 a/mm 152.5 152.5齿数比 4.125 4.125重合度 1.72665 1.72665分度圆直径d/mm 60 245 60 245齿根圆直径 df/mm 53.7 241.25 53.7 241.25齿顶圆直径 da/mm 65 252.5 65 252.5齿轮基本参数齿顶高 ha/mm 2.5 2.5 2.5 2.5齿根高 hf/mm 3.125 3.125 3.125 3.125齿顶压力角a/ 29.84 22.91 29.84 22.91分度圆弦齿厚 /mm 3.92 3.93 3.92 3.93分度圆弦齿高/mm 2.56 2.52 2.56 2.52固定弦齿厚/mm 3.47 3.47 3.47 3.47固定弦齿高/mm 1.87 1.87 1.87 1.87公法线跨齿数 K 3 12 3 12公法线长度 Wk 19.29 88.34 19.29 88.34齿顶高系数 ha* 1.00顶隙系数 c* 0.25压力角/ 20齿距累积公差 Fp 0.04346 0.07900 0.04346 0.07900齿圈径向跳动公差 F r 0.03568 0.05133 0.03568 0.05133公法线长度变动公差 F w 0.02885 0.03859 0.02885 0.03859齿距极限偏差 f pt() 0.01519 0.01699 0.01519 0.01699齿向公差 F 0.01598 0.00630 0.01598 0.00630检测项目中心距极限偏差 f a() 0.02953接触强度极限应力 Hlim/MPa960 450 960 546.3强度校核 抗弯疲劳基 480 320 480 443.8本值 FE/MPa接触疲劳强度许用值 H/MPa1339 627.7 1325.1 754.1弯曲疲劳强度许用值 F/MPa611.1 407.4 611.1 565接触强度计算应力 H/MPa546 719.1数据弯曲疲劳强度计算应力 F109.1 101.5 170.5 158.7载荷类型 静强度圆周力 F t/N 1914.333 7651.667齿轮线速度 V 4.587 1.113使用系数 Ka 1.00 动载系数 Kv 1.845齿向载荷分布系数 K H 1.000齿间载荷分布系数 KH 1.318强度校核相关系数 应力校正系数 Y sa 1.57832 1.78953 复合齿形系数 Y fs 4.2454 3.950875、从动轴及轴上零件的设计 （1）低速轴和轴上滚动轴承以及键连接的设计由前面计算可得 =300.11Nm =2.74kw =87.19r/minTPn、求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =2452dm圆周力 Ft=7651.667(N)所以 F =t23dTN657.41305.F = Frt 35.2980tan.7anFn= Nt 49.7820cos65.413F =0Na圆周力 F ，径向力 F 如图示 :t r、初步确定轴的最小直径按课本 15-3 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr,调质处理。由于轴的转速较低，根据教材取 ，大齿轮用平键安装，所以在计算时应10oA在原来的数值上，轴径增大 5%7%，所以最小直径应乘以 1.05，则轴的最小直径 mnPdo 09.487.120.10. 33min 、联轴器的选择输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器合理连接,故需同时选取联轴器的型号。查教材表 14-1,选取 3.1AKmNTca 672.190.计算转矩应小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取 LX4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2500 ,联轴器的孔径选取 50mm，轴孔长度mNL=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=112mm。、低速轴联轴器上键的选择和计算选取平头平键，材料取 45 号钢，按静载荷计算取 =140MPa。据装联轴p器处 d=50mm，可取键宽 b=14，键高 h=9。取 L=64mm。键的工作长度 l=L=64mm，接触高度 k=0.5h=4.5mm。 MPaPakldT pp 14042.175064.3210 故合适。标记为：GB/T 1096 键 B14964 、根据轴向定位的要求确定低速轴的各段直径和长度由上知 d1-2=50mm 为了满足联轴器的要求的轴向定位要求,轴 12 段右端需要制出一轴肩,故取直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度m532L1=112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 12段的长度应比 L1略短一些，现取 l1-2= L1=84mm。、滚动轴承的选择。因轴只受到径向力和圆周力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 ,在机械设计手册中初步选取 6211 型轴承，其尺寸为md532。故 d2-3=d6-7 =55mm。轴承采用套筒和端盖进行BD210轴向定位。其尺寸根据箱体确定，这里取 。取套筒宽度为 14.5mm，ml6732为了使齿轮可靠地压紧套筒端面，此轴段应略高于套筒的高度，取二者的高度差为 2mm，则 。取安装齿轮处的轴段 d4-5=64mm，已知齿轮l5.164243的齿宽为 55mm,为了保证键的连接强度,取轮毂宽度为 60mm，所以 l4-5=58mm。 齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高 h0.07d=4.48，取 h=6mm,则轴环处的直径d5-6=76mm。轴环宽度 b1.4h，取 。最右端取轴承宽度，即ml1065。ml2176轴的结构与装配图如下所示对于输入轴 和中间轴，其设计方法类似。、大齿轮上键的选择和计算选取平头平键，材料取 45 号钢，按静载荷取 =140MPa。据 d=64mm，可p取键宽 b=18，键高 h=11。取 L=52mm。键的工作长度 l=L=52mm，接触高度k=0.5h=5.5mm。校核其强度 MPaPaKldT pp 140274.10652.3012 符合强度要求，故合适。标记为：GB/T 1096 键 B181152。、轴上的载荷分析 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册 ，对于深沟球轴承,支点取轴承的中心。;98mlA;5lB;5.0mlCNFltCNH 72348.167.431 ltB 9.65.0.2lrCNV 3.12.3.26981 NFlrB 7.40652 mMNH 1674131lVv .39.9m25.413865.040522从结构图以及弯矩合扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的 C 处的 、HM及 的值列于下表中：VM载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNN72.35481962 NFN63.129V740弯矩 M mH.0 mv5.总弯矩 2.138965.7014.522扭矩 T NT3、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力6.0= =caWTM232)(MPa3.26641.09702453轴材料为 40Cr，调质处理，其 =70MP 26.3MPa，所以此轴安全。a、精确校核轴的疲劳强度、判断危险截面截面 1,A,2 只受扭矩作用。所以 1，A，2 无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面 B 和 D 处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面 C 上的应力最大。截面 B 的应力集中的影响和截面 D 的相近,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,但是应力集中不大,而且这里轴的直径最大,故 C 截面也不必做强度校核,截面 5、6、7 显然更加不必要做强度校核。由第 3 章的附录可知,键槽的应力集中较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。、截面 4 左侧。抗弯系数 W=0.1 =3d3321601.0m抗扭系数 =0.2 =0.2TW4截面 4 左侧的弯矩 M 为 mN2037458.截面 4 左侧的扭矩 为 =30011033N截面上的弯曲应力 WbPa4.921607截面上的扭转应力= =T3M.4轴的材料为 40Cr，调质处理。查表 15-1 得：aBP75aP351aMP201因 dr0.62dD7.64查教材表，经插值后得2.0 =1.31又查教材图得轴的材料的敏性系数为， =0.87；85.0q故有效应力集中系数为85.1)0.2(85.1)(1k 737q尺寸系数 ，扭转尺寸系数6.0 3.轴按磨削加工，则表面质量系数为 910综合系数 K = 82.19.068.51kK = 63.27合金钢的特性系数 ，取 0.2，取 0.115.0安全系数 caSS =maK1 3.02.4398.2S =tak1 95.116.= S=2.5 故它是安全的ca 46.895.03.222（3）、截面 4 右侧抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =262143d33m抗扭系数 =0.2 =0.2 =52429TW64截面 4 的右侧的弯矩 M 为 mN20374582.10截面 7 的下侧的扭矩 为 3T=3001103截面上的弯曲应力 WMbPa7.26140截面上的扭转应力= =T35.9因此处为过盈配合，查表用差值法得 23.k取 584.23.08.k又由上知 91.综合系数 K = 3.19.023.1kK = 68.2.584.安全系数 caSS = 7.1302.73.1 maS = .85.68.21tak= S=2.5 ca 0.7.7.13222故该轴在截面 4 右侧的强度也是足够的。6、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT150）制成。1、机体有足够的刚度在机体凸起的地方加肋，增强了轴承座刚度2、考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用浸油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为要高。3、机体结构有良好的工艺性。铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便。4、对附件设计油标：油标位置应在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，密封性要好，以防油从游标中溢出。由于机器工作在工地上,而且用来搅拌水泥,所以不需要视孔;对于放油孔也是不需要的,因为底座上装的有螺丝用来方便拆卸的,因此也可以用做放油孔,节省了材料和减少加工的麻烦.类似的吊环之类的附件也不需要,没有实际的意义,因为传动装置是固定在支架上了,不需要单独的移动,所以省略掉吊环装置.减速器机体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 计算结果 取值箱座壁厚 83025.a6.84mm 10mm箱盖壁厚 18302.1a6.08mm 10mm箱盖凸缘厚度 b15b15mm 15mm箱座凸缘厚度 .15mm 15mm箱座底凸缘厚度 2225mm 25mm地脚螺钉直径 fd1036.af 17.54mm 18mm地脚螺钉数目 n时54n4轴承旁连接螺栓直径 1dfd7.0113.15mm 16mm机盖与机座联接螺栓直径 2 f)6.5(2 9mm 10mm轴承端盖螺钉直径 3dfd.0438mm 8mm定位销直径 2)8.7(8mm 8mm连接螺栓 的间2d距l015200mm视孔盖螺钉直径 4dfd)4.3(47.2mm 8mm， ， 至fd12外机壁距离1C查机械课程设计指导书 24mm， 至凸缘f2边缘距离2查机械课程设计指导书 22mm外箱壁至轴承座端面距离 1l= + +（812）1lC2 436.5mm大齿轮顶圆与内箱壁距离 1. 112mm齿轮端面与内箱壁距离 2110mm箱盖、箱座肋厚 21m、 85.0218.5mmM12.75mm7、润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于闭式的，且传速较低，v12m/s，所以采用浸油润滑。润滑油选用 L-AN15，装至规定高度。H=30mm =10mm1h所以油的深度为 H+ =30+10=40mm1密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。四、设计小结机械设计课程设计是培养学生机械设计能力的技术基础课，本次机械设计的课程设计主要有以下收获：通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握了机械设计的一般规律，树立了正确的设计思想。学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算部件的工作能力，确定其尺寸，形状，结构以及材料，并考虑制造工艺，使用和维护，经济和安全问题，培养机械设计能力，过课程设计，学习运用标准，规范，手册，图册和查阅科技文献资料以及计算机应用能力，培养机械设计的基本技能和获取相关信息的能力。五 参考文献1吴宗，泽罗圣国.机械设计课程设计手册M.2 版.北京：高等教育出版社，20062濮良贵，纪名刚.机械设计M7 版.北京.高等教育出版社.20083吴宗泽.机械零件设计手册M北京.机械工业出版社.20044潘淑清.几何精度规范学M北京.北京理工大学出版社.2003