同轴式二级圆柱齿轮减速器设计书

1、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一.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联轴器工作情况:三. 载荷平稳、单向旋转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设计内

2、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、零件图的绘制四. 设计计算说明书的编写设计任务1. 减速器总装配图一张2. 齿轮、轴零件图各一张设计说明书一份六.设计进度第一阶段第二阶段第三阶段第四阶段总体计算和传动件参数计算轴与轴系零件的设计轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制装配图、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

3、寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。1. 电动机的选择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. 电动机容量的选择工作机所需功率PwPw=3.4kW3. 电动机的输出功率Pd=Pw/r32'ccs门一可联可轴承可齿可联可轴承一0.904Pd=3.76kW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

4、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=25.14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I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10.990.970.9

5、70.971. 传动件设计计算选精度等级、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(10-21)试算，即322KtTu1ZhZedtAHdU%1)确定公式内的各计算数值(1) 试选Kt=1.6(2) 由图1030选取区域系数ZH=2.433(3) 由表10-7选取尺

6、宽系数力d=1(4) 由图1026查得£a1=0.75,£a2=0.87，贝"a=£a1+£a2=1.62(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bHlim1=600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限bHlim2=550MPa;由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60X192X1X(2X8X300X5)=3.32X10e8N2=N1/5=6.64X107(6) 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98(7) 计算接触疲劳许用

7、应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(1012)得bh1=0.95X600MPa=570MPabh2=0.98X550MPa=539MPabH=bh1+bh2/2=554.5MPa2)计算试算小齿轮分度圆直径dlt322KtTiu1ZhZedita'4daU0"H321.61911036'11.6252.433189.82=67.85554.5计算圆周速度_兀d1tn2兀67.85192_V60I。601000一,mS计算齿宽b及模数mntb=()dd1t=1x67.85mm=67.85mm_d1tcos6_67.85cos14_mn-z,-20-.h=2.25

8、mnt=2.25x3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89计算纵向重合度&6&6=0.318卵z1tan6=0.318xixtan14=1.59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108查得动载系数KV=1.11;由表10-4查的KH6的计算公式和直齿轮的相同，故KH3=1.12+0.18(1+0.6X12)1x12+0.23X10367.85=1.42由表10-13查得KF3=1.36由表10-3查得KHa=KHa=1.4。故载荷系数K=KAKVKHaKH3=1X1.03X1.4X1.42=2.05按实际的载

9、荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10-10a)得d1=d1t.K/Kt=67.85、2.05/1.6mm=73.6mm3. 计算模数mnd1cos6_73.6cos14_mz120mmf按齿根弯曲强度设计由式(10-17)mn>3,巫瓦芝登巾dZi41)确定计算参数计算载荷系数K=KAKVKFaKF3=1X1.03X1.4X1.36=1.96根据纵向重合度£3=0.318力dz1tan。=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数Y3=0。88计算当量齿数Z1=z1/cos33=20/cos314°=21.89z2=z2/cos33=100/cos314°

10、=109.47(1) 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172(2) 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798(3) 计算bFbF1=500MpabF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98bF1=339.29MpabF2=266MPa计算大、小齿轮的鱼并加以比较bFYFaMa12.741.569,=0.0126bF1339.29YFa2YSa2bF22.1721.798266=0.01468大齿轮的数值大。2）设计计算mn>0.01468=2.44. 321.96cos2140.88191212021.62mn=2

11、.5几何尺寸计算1）计算中心距d1cosz1=32.9,取z1=33mnz2=165Z1Z2mna=255.07mm2cosa圆整后取255mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角3=arcosZ1；mn=13°55'50”3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1z1m；=85.00mmd2兰=425mmcos4）计算齿轮宽度b=（）dd1b=85mmB1=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3P33.84d&

12、gt;A0=126=34.2mmN.1922.求作用在齿轮上的受力Ft1=2=899NtanocnFr1=Ftta-=337NdFa1=Fttan3=223N;Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115Ni. 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。3.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1. 2）根据轴向定位

13、的要求确定轴的各段直径和长度I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。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。2. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。3. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。4. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。5. VI-VIII长度为44mm。207.5FnFhHuIhiT1k?iFn63.5T74.求轴上的载荷66FkeFr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向

14、都是左旋。故:Fa1=638N5. Fa2=189N精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面所以判断为危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小,2）截面IV右侧的b蛔17.5MPaW截面上的转切应力为上7.64MPaWt15.9827.99MPa由于轴选用40cr,调质处理，所以b735MPa,1386MPa,1260MPa。（2P355表15-1）a）综合系数的计算,r2D由_L上0.045,D1.6经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应d55d力集中为2.23,1.81,（2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为q0.85,q0.87,（2P37附图3-1）故有效应力集中系数为k1q

15、（1）2.05k1q（1）1.70查得尺寸系数为0.72，扭转尺寸系数为0.76,轴米用磨削加工，表面质量系数为轴表面未经强化处理，即qk1K12.93（2P37附图3-2）（2P39附图3-3）0.92,（2P40附图3-4）,则综合系数值为k1K12.11b）碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为0.1,c）安全系数的计算轴的疲劳安全系数为S16.92KamS124.66KamSSSca6.661.5ca,s2s2故轴的选用安全。0.05I轴：1.作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52.初步确定轴的最小直径JARfda1Aq3一17.9mm

16、3.轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案2）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。

17、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42mm按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mm0.6。T=39400N.mm45钢的强度极限

18、为p275MPa，又由于轴受的载荷为脉动的，所以mm（T3）2pw43MPapIII轴1.作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2.初步确定轴的最小直径da1Ao3Pi51.4mmnIIII3.轴的结构设计1）轴上零件的装配方案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105113.758399.533.25求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm弯扭校合W0.1d30.160321600mm3Mm(T1)251.2MP

19、appJ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Fr.F$_2FV1168.52)派生力FdAFa52.7N,FdBFb52.7N2Y2Y3)轴向力由于F1FdB22352.7275.7NFdA，afp1.2,故当量载荷为所以轴向力为FaA223,FaB52.7由于M1.32e,Fob0.31e,FrAFrB所以Xa0.4,Ya1.6,Xb1,Yb0。4）当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为202.22Pafp(XAFrAYaF/a)509.04NPbfp(XBFrBYbF,b)5）轴承寿命的校核-四)600Pa3.98107h24000hII轴

20、:6、轴承30307的校核1）径向力FrA,F；1Fv；1418.5NFrb.,FFv22603.5N2)派生力FdA443N,FdB足189NdA2YdB2Y轴向力由于Fa1FdB8921891081NFdA，量载荷为所以轴向力为FaA638N,FaB189N4）当量载荷由于M0.45e,FaB0.31e,FrAFrB所以XA0.4,Ya1.6,Xb1,Yb0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp1.2,pPafp(XAFAYaF,a)1905.84NPbfp(XBFrBYbF,b)724.2N5)轴承寿命的校核106Cr7Lh-(c2-)1.50107h24000h60卬PAIII轴：7、轴

21、承32214的校核径向力FrA.F3Fv2i842.5NFrb,F：2Fv22842.5N派生力FdA虽294.6N,FdB室294.6N2Y2Y轴向力由于Fa1FdB294.611151409.6NFdA,所以轴向力为FAaA1115N,FaB294.6N由于M1.32e,FaB0.34e,FrAFrB所以XA0.4,Ya1.5,Xb1,Yb0。4)当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为fDp1.2,故当量载荷为Pafp(XAFAYaF,a)2317.87NPbfp(XBFrBYbF,b)1011N5)轴承寿命的校核Lh址(c1)56.1107h60n1PA24000h键连接的选择及校核计算

22、代号直径(mm)工作长度(mm)工作局度(mm)转矩(N-m)极限应力(MPa)高速轴8X7X60(单头)25353.539.826.012X8X80(单头)4068439.87.32中间轴12X8X70(单头)4058419141.2低速轴20X12X80(单头)75606925.268.518X11X110(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p110MPa，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。Ka1.5,二、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计算转矩为TcaK

23、AT11.539.859.7Nm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Tn125Nm轴孔直径d138mm,d225mm轴孔长L82mm,L160mm装配尺寸A45mm半联轴器厚b38mm(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Ka1.5,计算转矩为TcaKaT31.5925.21387.8Nm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Tn2000Nm轴孔直径d1d263mm轴孔长L142mm,