二级同轴式圆柱斜齿减速器

机械设计课程设计题目:二级同轴式圆柱齿轮减速器学院：机械与电气工程学院班级:_机械12级3班姓名:谢艺华学号:1207200096指导教师:向建化、周超目录一、设计任务··············································3二、传动方案的拟定及说明··································4三、电动机的选择··········································5四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比··················8五、传动装置的运动及动力参数······························9六、传动件的设计计算······································11七、轴的设计计算··········································25八、滚动轴承的选择和计算·································50九、键联接的选择及校核计算·······························55十、联轴器的选择·········································57十一、减速箱箱体的设计·····································58十二、润滑与封闭···········································58设计计算及说明结果设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器总体布置简图工作情况连续单向运转，载荷平稳，空载启动，每日两班制工作，工作期限为10年，批量生产，运输带速度允许误差为±5%。原始数据滚筒直径D/mm320传送带运行速度V/(m/s)0.7传送带主动轴所需扭矩T/N1350每日工作时数T/h12传动工作年限10设计任务1.减速器装配图1张（A0图纸）2.低速轴零件图1张（A3图纸）3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）4.设计说明书1份（在三周内完成并通过答辩）传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用“V”带加二级同轴式圆柱齿轮减速箱，采用“V”带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果电动机的选择电动机类型的选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相异步电动机（卧式封闭结构）。电动机容量卷筒轴的输出功率电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》表2-4查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；联轴器；卷筒轴滑动轴承，则故电动机额定功率由第二十章表20-1选取电动机额定功率。电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为设计计算及说明结果可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较。方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动两级减速器1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554如下表：由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机性价比更高。因此，可选用方案1，选定电动机型号为Y132M-4。电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKLＦ×ＧＤ质量（kg）1323880331251510×８81计算传动装置总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比分配各级传动比取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。电机转速设计计算及说明结果计算传动装置的运动和动力参数各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即各轴转矩电动机轴高速轴Ⅰ中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速（r/min）1440576153.640.96功率（kW）7.206.916.646.37转矩（）49.74118.75422.361370.92设计计算及说明结果传动件的设计计算V带传动设计计算确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查《机械设计》表8-7得，工作情况系数选择V带的带型由、由图8-11选用A型确定带轮的基准直径并验算带速①初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径②验算带速v。按式(8-13)验算带的速度,故带速合适。③计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为确定V带的中心距a和基准长度①根据式(8-20)，初定中心距。②由式(8-22)计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度A型设计计算及说明结果③按式(8-23)计算实际中心距a。中心距变化范围为518.4～599.4mm。验算小带轮上的包角确定带的根数计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得根据，i=2.5和A型带，查表8-4b得计算V带的根数z。取5根。计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力计算压轴力5根设计计算及说明结果斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数=1\*GB3①选用斜齿圆柱齿轮=2\*GB3②运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）=3\*GB3③由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr，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\*GB3④选小齿轮齿数：大齿轮齿数=5\*GB3⑤初选取螺旋角按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即=1\*GB3①确定公式内各计算数值试选载荷系数由图10-30选取区域系数由图10-26查得，小齿轮传递的传矩由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料弹性影响系数由图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由式10-13计算应力循环次数：斜齿圆柱齿轮7级精度设计计算及说明结果由图10-19查得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得许用接触应力=2\*GB3②计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度齿宽b及模数mnt计算纵向重合度计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；因表10-3查得；图10-13查得设计计算及说明结果故载荷系数：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得计算模数按齿根弯曲强度设计由式(10-17)=1\*GB3①确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由表10-5查得查取应力校正系数由表10-5查得计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大=2\*GB3②设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则几何尺寸计算=1\*GB3①计算中心距将中心距圆整为233mm=2\*GB3②按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正设计计算及说明结果=3\*GB3③计算大、小齿轮的分度圆直径=4\*GB3④计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用右旋，大齿轮采用左旋，低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713模数(mm)3螺旋角中心距(mm)233齿数3211932119齿宽(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491.25359.74齿顶圆104.75373.24104.75373.24旋向右旋左旋右旋左旋设计计算及说明结果轴的设计计算高速轴的设计高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）5766.91118.75作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=98.75，根据《机械设计》（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度=1\*GB3①为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=32mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=75mm。②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7207AC轴承，其尺寸为d×D×B=35mm×72mm×17mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=35mm；而LⅢ-Ⅳ=17+20=37mm，LⅤ-Ⅵ=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7207AC轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，dⅤ-Ⅵ=44mm。③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=102mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。④轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ7530与V带轮键联接配合Ⅱ-Ⅲ6032定位轴肩Ⅲ-Ⅳ3735与7207AC轴承配合，套筒定位Ⅳ-Ⅴ10240与小齿轮键联接配合Ⅴ-Ⅵ1044定位轴环Ⅵ-Ⅶ1735角接触球轴承7207AC轴承总长度301mm求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7207AC型角接触球轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118.5mm，L2+L3=67+57=124mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。设计计算及说明结果设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F，，C截面弯矩M总弯矩扭矩按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。中速轴的设计中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）177.187.97429.58作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则设计计算及说明结果初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥ2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度=1\*GB3①初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的7209AC型角接触球轴承，其尺寸为d×D×B=45mm×85mm×19mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=19+20=39mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得7209AC型角接触球轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。=2\*GB3②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=45mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。=3\*GB3③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=50mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ4139与7209AC型角接触球轴承配合，套筒定位Ⅱ-Ⅲ9845与大齿轮键联接配合Ⅲ-Ⅳ9050定位轴环Ⅳ-Ⅴ10345与小齿轮键联接配合Ⅴ-Ⅵ3939与7209AC型角接触球轴承配合总长度369mm求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7209AC型角接触球轴承，由手册中查得a=24.7mm。因此，轴的支撑跨距为L1=65.3mm，L2=190.5，L3=65.8mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果设计计算及说明结果按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。低速轴的设计低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）43.007.651699.01作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案（如图）ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ设计计算及说明结果根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度=1\*GB3①为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。=2\*GB3②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用7213AC型角接触球轴承。参照工作要求并根据dⅥ-Ⅶ=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的7214AC型角接触球轴承，其尺寸为d×D×B=70mm×125mm×24mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=24mm，LⅣ-Ⅴ=24+20=44mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得7214AC型角接触球轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=83mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。=3\*GB3③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm。=4\*GB3④轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ2470与7214AC型角接触球轴承配合Ⅱ-Ⅲ1083轴环Ⅲ-Ⅳ9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位Ⅳ-Ⅴ4470与7214AC型角接触球轴承配合Ⅴ-Ⅵ6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位Ⅵ-Ⅶ10566与联轴器键联接配合总长度341mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7214AC型角接触球轴承，由手册中查得a=35.1mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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ⅤⅥⅦ无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面Ⅲ的应力集中影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B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），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧。设计计算及说明结果截面Ⅳ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为设计计算及说明结果又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数,取；,取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得故可知其安全。截面Ⅳ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2经插值后可查得设计计算及说明结果又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数,取；,取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得故其安全。安全设计计算及说明结果滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命高速轴的轴承选用7207AC型角接触球轴承，查表13-5，得求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，，求两轴承的计算轴向力和由《机械设计》表13-7得因为所以求轴承当量动载荷和设计计算及说明结果由《机械设计》表13-6，取载荷系数验算轴承寿命因为