机械设计——二同轴式圆柱齿轮减速器

1、设计任务1 .带式输送机工作原理带式输送机传动示意图如下图所示2 .已知条件 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 C;使用折旧期：8年； 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修；半年一次小修; 动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;运输带速度允许误差：士 5%;制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产3 .设计数据传动方案二级冋轴式圆柱齿轮减速器(如图)运输带工作拉力F/N4000运输带工作速度v/(m/s)1.6卷筒直径D/mm400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。I传动方案简图电动机选择1.电动机类型的

2、选择已知动力来源：电力，三相交流，电压380/220V所以选择:丫系列三相异步电动机2 .电动机功率选择已知条件：F=4000Nv=1.6m/sD=400mm=0.4m (R=200mm=0.2m)可知：卷筒输出功率：PW二FX v=4000N x 1.6m/s=6.4kW输出转矩:Tw= FX R =4000Nx 0.2m=800N m=800000N mm输出转速:n卷筒=v/ n D=76.39r/min传动装置的总效率：242n总=n齿轮Xn轴承Xn联轴器x n滚筒=0.972x 0.984x 0.9$x 0.96=0.82电机所需的工作功率：Pd= PW /n 总=6.4kW /0.

3、82=7.837 kW3 .电动机转速选择参考文献1n齿轮=0.98n轴承=0.98n联轴器=0.99n滚筒=0.96n 总=0.8166PW=6.4kWTw=800N m n 卷筒=76.39r/min Pd=7.837 kW按参考文献1推荐的合理的传动比范围，取单 级圆柱齿轮传动的传动比范围1；=35。则总传动比 合理范围为l'a=925。故电动机转速的可选范围为 n'd=ln 卷筒=(925)x 76.39=6881910r/min 符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/min和 1500r/min。4 .确定电动机型号根据功率和转速，由文献1查出有三种

4、适用的 电动机型号： Y180L-8型，Y160L-6型和Y160M-4 型。因此有三种传动比方案：i总=9.56,i总=12.70 和i总=19.11。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和传 动比，可见第方案比较适合。根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率 及同步转速，选定电动机型号为 Y160M -4。其主要性能：额定功率11 kW,满载转速 1460r/min,额定转矩2.2,质量123kg,机座中心高 H=160mm,轴伸直径 D=42mm,轴伸键槽宽 F=12mm,轴伸键槽咼 G=37mm。电动机型号Y160M-4计算总传动比及分配各级的传动比1 .总传动比1 总=n 电机/

5、n 卷筒=1460/76.39=19.112 .分配各级传动比根据参考文献1推存，同轴式一级圆拄齿轮减速器 的各级传动比相似，即i1i2。所以各级传动比为i1i2= i1/2总=4.37i 总=19.11i仟 i2 =4.37运动参数及动力参数计算1 .计算各轴转速（r/min ）n=n 电机=1460r/minn ii= n/1=1460/4.37=334.10r/mi nn iii= ni i/i2=334.1/4.37=76.45r/mi n误差：（niii n 卷筒）/n 卷筒=0.079%v 5% 故，合格。ni =1460r/mi n n n=334.10r/mi n n 山=76

6、.45r/m in2 .计算各轴的输入功率（kWPi=Pd x n 联轴器=7.759kWPii =Pi x n 轴承 x n 齿轮=7.759x 0.98x 0.98 =7.452kWPiii =P|i x n 轴承 x n 齿轮=7.452x 0.98x 0.98 =7.157kW3 .计算各轴扭矩（Nmr）Ti=9.55x 106R/ni=9.55x 106x 7.759/1460=50752N mmTn=9.55x 106Pn/nH=9.55x 106x 7.452/334.10=213010N mmTm =9.55x 106Pni/nm=9.55x 106x 7.157/76.45=

7、894040N mmPi=7.759kW Pii=7.452kW Piii=7.157kWTi=50752N mm Tii=213010N mm Tiii =894040N -mm齿轮的设计计算因二级同轴式圆柱齿轮减速器要求两级齿轮有 相同的中心距，所以采用两组相同的齿轮，这样也给 制造加工带来方便。此处计算H轴小齿轮和皿轴大 齿轮。1.精度等级运输机为般工作机械，速度不高，故米用7级精度。(GB10095-88)2 .选择齿轮材料考虑减速器传递功率较大，所以齿轮米用硬齿 面。小齿轮选用合金钢20CrMnMo渗碳后淬火，齿 面硬度HRC=60。大齿轮选用同种材料，渗碳后淬 火，齿面硬度HRC=

8、57。3 .选择齿数选小齿轮齿数 乙=17。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.37x 17=74.29 取 Z2=744 .按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即d八2.32”KJ “.Ze )2V 陷 u VPhi=4.37Z1=17Z2=74u=4.37T n =213010N mm<1>确定公式内的计算数值:(1) 试选载荷系数：Kt=1.4小齿轮传递的转矩:Tii轴=213010N mm由文献2表10-7选取齿宽系数© d=1由文献式10-6ZeJI(112 . 1 - 薦) (E1E2由文献1表 1-6 E1 =E2 =210GPa ,=0.3 得 Z

9、e=191.65 Mpa1/2(5) 由文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接 触疲劳强度极限(T Hlim1=1475Mpa ;大齿轮的接 触疲劳强度极限(T Hlim2=1350Mpa;(6) 由文献2式10-13计算应力循环次数(n2=334.10r/mi n)N1=60nMLh=60X 334.10X 1X(2X 8X 300X 8) =7.698X 108N2= N1/4.37=5.606X 107(7) 由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.89 ; Khn2=0.97。(8) 计算接触疲劳许用应力S' Hlim1 =1475MpaS Hlim2=13

10、50Mpa8N1=7.698X 10N2=5.606X 107Knt1 =0.89Knt2=0.97取失效概率为1%安全系数S=1,由T =K HN H limSt H1=1314Mpat H2=1306MpaT H】1= KhN1 T Hlim1 /S=0.89X 1475/1.0Mpa=1314Mpa T h2=K HN2 T Hlim2 /S=0.97X 01350/1.0Mpa=1306Mpa <2>计算(1)计算小齿轮分度圆直径d1t，代入T h中较小的值d1t -2.32KtT| u 士1 ZE 2,u币=2吟1.4213010 4.37 ,191d6t5=46.189

11、mm3V=0.808m/s=46.189mm计算圆周速度V= n d1tn/60 X 1000=3.14 X 46.189 X 334.1/60 X 1000=0.808m/sb=46.189mm(3) 计算齿宽bb= 6 dd1t=1 X 46.189mm=46.189mm(4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt二dit/zi=46.189/17=2.717mm齿高 h=2.25mt=2.25X 2.717=6.113mmb/h=46.189/6.113=7.556(5) 计算载荷系数根据v=0.808m/s, 7级精度，由文献2图10-8查得 动载系数Kv=1.05直齿轮，假设KvFt/

12、b100N/mm。由文献2表10-3 查得 KHa=KFa=1.10由文献1表10-2查得使用系数Ka=1.10由文献2表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh 3 = 1.12+0.18 (1+0.6 © d2)© d2+0.23 x 10-3b将数据代入后得Kh 3 =1.12+0.18 ( 1+0.6 X 12) X 12+0.23 X 10-3 X 46.189=1.40由 b/h=9.332, Kh3 =1.420 查文献2图 10-13 得 Kf3 = 1.34;故载荷系数K= KaKvKhaKH3 =1.10 X 1.05X 1.10X 1.4

13、0=1.7787(6) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1=d1t3 K =46.189X 3 1.7787 =50.03mmKtH 1.4 计算模数mm=d1/ Z1=50.03/17=2.9427mm5.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为3,l2KT1YFaYsa '怦dZ1Uf丿m -<1>确定公式内的计算数值：(1)由文献2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳 强度极限二FE1= 700Mpa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极 限二 FE1 =625Mpa(2 )由文献2图10-18查得疲劳寿命系数Kfn1 =0.92Kfn2=0.94(3)计算弯曲许用应力取

14、弯曲疲劳许用系数为S=1.4由mt=2.717mmKv=1.05KHa=KFa=1.10KA = 1.10Kh 3 =1.40Kf 3 =1.34K=1.7787d1=50.03mm m=2.9427mm0- Flim1 =700Mpa文献2图10-12得匕1L_，f L(4)5= 0.92 7°° woS1.4KFN2 VFE2S0.94 625419.61.4计算载荷系数kMpaMpa(T Flim2 =625Mpa Kfni =0.92 Kfn2=0.94 Sf=1.4K =Ka Kv Kf 一. Kf2=1.10 1.05 1.10 1.34 =1.70247YFa

15、1=2.97Ysa1=1.52YFa2=2.232Ysa2=1.758(5) 查取齿形系数由文献2表10-5查得 YFa1=2.97Y Fa2=2.232(6) 查取应力校正系数由文献2表 10-5Ysa1=1.52Y sa2=1.758(T F1=460Mpa(T F2=419.6Mpa(7) 计算大小齿轮的YFaYsa并进行比较S-0.009814YFa1Ysa1 = 6】1 -460-0.009351YFa2Ysa2 = 2.232 1.758 6】2 -419.6小齿轮的数值较大。<2>设计计算心悭储卜2.9095m=2.9095mm对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数

16、 m大于由齿根弯度疲劳强度计算的模数，由于齿轮 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，可取由齿根弯度疲劳强度算得的 模数2.9095并就近圆整为标准值 m=3.0mm,按齿 面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.03,算出小齿轮齿数Z1 =d1/m=50.03/3.0=16.667取 Z1 =17z2= uz1=4.37X 17取 z2=74这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲 劳强度又满足了齿根弯度疲劳强度，并做到结构紧 凑，避免浪费。6.确定齿轮的主要几何尺寸Z1 =17分度圆直径：di=51.0mmd2=222.

17、0mm齿顶圆直径：齿宽：bi=51.0mmb2=51.0mm取 Bi=56.0mmB2=51.0mm中心距a=136.5mm7 .验算Ft=2 Tii 轴/di=2X 213010/51=8353.3NKa Ft/b=1.10X 8353.3/51=180.17N/mm>100N/mm 故，合格。&结构设计及绘制齿轮零件图（见图纸1、2）z2=74 d1=51.0mm d2=222.0mm b1=51.0mm b2=51.0mm B1=56.0mm B2=51.0mm a=136.5mm轴的设计计算输出轴-川轴的设计计算1.输出轴上的功率、转速和转矩PIII=7.157KWTii

18、i=894040N mmn 山=76.45伽 in2 .作用在大齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径 d2=222.0mm 而Ft=2 Tiii/d2=2X 894040/222.0=8054.4NFt = Ft tana =8054.4 x tan20° =2931.6NFt =8054.4NFr=2931.6Na(d)5 A/I/4MeiMC2iiTrblcTlTiTrr(k>)(e>TMe匚轴的载荷分析图3 .按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217255HBS)根据文献1式(15-2), 表( 15-3) 取 Ao=112 dmin > c(P3/n3

19、)1/3=112(7.157/76.45)1/3=50.85mm4 .轴的结构设计1、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d1-2(如图所示)Fay =182.05NFby =182.05NFaz =500.2NMc1=9.1N mM C2=25N mM c =26.6N mT=48N mMec =99.6N -m(T e =14.5MPa<彷-1】bdmin =50.85mm12345 6 78轴的结构简图为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故 需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea二KaT3，查文献2表LX4型弹性柱 销联轴器14-1，考虑到转矩变化较小，

20、故取 Ka = 1.3，贝y：Tea =KaT3 =1.3X 894040N -mm=1162252 N mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条 件，查标准 GB/T 5014-2003 (文献1)选用LX4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000 Nmm。 半联轴器的孔径d1 =55mm,故取d1-2=55mm;半联 轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =82mm。2、轴的结构设计(1)根据轴向定位要求根据轴向定位的要求确定轴 的各段长度；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需 制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=62mm;左端用 轴端挡圈定位

21、，按轴端直径取挡圈直径 D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm,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1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=82mm。(2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时只受有径向力 作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d、3=62mm，由轴承产品目录中选取 0基本游隙组、 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313,其尺寸为d x D x T=65mm x 140mm x 36mm ,故 d3_4=d7_8=65mm; l7_8=36mm。(3) 取安裝齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=70mm;齿 轮的左端与左轴承之间采用套

22、筒定位。已知齿轮轮 毂的宽度为51mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿 轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l4-5=55m m。齿 轮的右端米用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,贝峙由环 处的直径d&6=55mm。轴环宽度l>1.4h,取l&6=12mm(4) 轴承端盖的总宽度为20mm (由减速器及轴承 端盖的结构设计而疋)。根据轴承端盖的装拆及便于 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l=30mm，故取l2-3=50mm(5) 根据结构设计要求确定以下两轴段长度：15- 6=12mml3-4=32.5mm16- 7=5mm3、轴上零件的周

23、向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d4-5由手册查的平键截面bx h=20mmx 12mm,(GB/T1095-1979)键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm (标准键长见GB/T1096-1979),同时为了保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮 毂与轴的配合为H7/n6:同样，半联轴器与轴的联 接，选用平键为16mmx 10mm ,半联轴器与轴的 配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡 来配合保证的，此处选轴的直接尺寸公差为m6。4、确定轴上圆角和倒角尺寸d1-2=55mm11- 2=82mmd2-3=62mm12- 3=50mmd3-4=65mm13-

24、4=32.5mmd4-5=45mm14- 5=55mmd5-6=55mm15- 6=12mmd7-8=65mm17_8=36mm齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6半联轴器与轴的配合为H7/n6参考文献1表15-2，取轴端倒角为1X 45°,各轴 肩处的圆角半径见图纸。输入轴的设计计算由于输入轴选择的材料为20CrMnMo，处理方式为 渗碳后淬火。该材料各方面的力学性质均优于45# 钢，所以，在输入轴合格且选用输出轴尺寸的情 况下，输入轴1和2均无需较核。而且，已知小齿轮的分度圆直径为d1=51.0mm,考 虑到该直径相对于轴的直径比较小， 所以输入轴1 和2齿轮轴的形式。d1=51.0m

25、m滚子轴承的选择及校核计算根据条件，2年更换一次轴承，轴承预计寿命2X 8X 300X 2=9600小时1 .计算输入轴承(1) 已知 n =334.1r/min两轴承径向反力：Fr1 =Fr2=500.2N 初先两轴承为滚子轴承30313型 根据文献2得轴承内部轴向力Fs=0.63Fr 则 Fs1二Fs2=0.63Fr1=315.1N(2) t Fs1+Fa=Fs2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1=Fs1=315.1NFa2=Fs2=315.1N(3) 求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 Fa2/Fr2=315.1N/500.2N=0.63

26、根据文献2表(13-5) 得 e=0.68FAFR1<e X1=1y1=0FA2/FR2<e X2=1y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据文献2表(13-6 5 )取f P=1.5根据文献2 (13-8)式得P1二fp(X1FR1+y1FA1)=1.5 X (1 X 500.2+0)=750.3N P2=fp(x?FR1 +y2Fa2)=1.5 X (1 X 500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算轴承预计寿命9600hFs1=Fs2=315.1Nx1 = 1 y1=0X2 = 1y2=0T Pi=P2 故取 P=750.3N滚子轴承£ =10/3根据手册得3

27、0313型的Cr=195000N由课本P264 (11-10c)式得Lh=16670/n( fQr/P)£= 16670/75.45X (1 X 195000/750.3)1O/3 =1047500h>48720h预期寿命足够2 .计算输出轴承(1) 已知 n皿=76.45r/minFa=OFr=Faz=2931.6N试选303135型角接触球轴承根据课本 P265表( 11-12) 得 Fs=0.063Fr,则Fs1=Fs2=O.63Fr=0.63X 903.35=569.1N(2) 计算轴向载荷Fa1、Fa2t Fs1+Fa=Fs2Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2

28、为放松端 两轴承轴向载荷：Fa1 =Fa2 =Fs1 =569.1N(3) 求系数x、yFaFr1=569.1/903.35=0.63Fa2/Fr2=569.1/930.35=0.63根据课本 P263表( 11-8)得:e=0.68F A1 /F R1 <eX=1y1 =0-FA2/FR2<eX2=1y2=0(4) 计算当量动载荷P1、P2根据表(11-9) 取 fp=1.5根据式(11-6 )得P1 =fp(XFR1+y1Fa1)=1.5 X (1 X 903.35)=1355NP2二fP(X2FR2+y2FA2)=1.5X (1 X 903.35)=1355N(5) 计算轴承

29、寿命Lht P1=P2 故 P=1355£ =3根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N根据课本P264表(11-10)得：ft=1 根据课本P264(11-10c)式得Lh=16670/n(ftCr/P) £= 16670/76.4X (1 X 30500/1355)3P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h预期寿命足够Fr =903.35NFs1=569.1NX1=1 y1=0 X2 = 1 y2=0P1=1355NP2=1355N=2488378.6h>48720h二此轴承合格Lh =2488378.6h故轴承合格键联接的选择及校核计

30、算1.键的选择轴径 di=55mm,Li=112mm查手册得，选用A型平键，得：键 A 20 X 12 GB1096-79 l=L 1-b=112-12=100mmT2=48N m h=7mm根据文献2 (10-5)式得(T p=4T2/dhl=4 X 48000/22X 7X42=29.68Mpa(T R】(110Mpa)2 .输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径 d3=35mm L3=48mm T=271N m查文献1选A型平键键 10X 8GB1096-79l=L 3-b=48-10=38mmh=8mm(T p=4T/dhl=4 X271000/35X8X 38=101.87Mpa c p(

31、110Mpa)3 .输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径 d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查文献1选用A型平键键 16X 10GB1096-79l=L 2-b=50-16=34mmh=10mm据文献2式(10-5)得c p=4T/dhl=4 X 6100/51X 10X 34=60.3Mpa c pA型平键20 X 12c p= 29.68MpaA型平键10x 8c p=101.87MpaA型平键16x 10c p =60.3Mpa联轴器的选择轴伸直径为 55选用LX4弹性柱联轴器(GB/T50142003)它的公称扭矩为2500N -m,许用转速为3870r/min, 而轴的扭矩为 894.040N m,转速为75.45r/min, 知远远合乎要求