二级齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计设计说明书设计题目带式输送机传动装置设计者班级学号指导老师时间目录设计任务书···························2传动方案拟定·························2电动机的选择·························3传动装置的运动和动力参数计算············4高速级齿轮传动计算····················5低速级齿轮传动计算····················6齿轮传动参数表·······················8轴的结构设计·························8轴的校核计算·························11滚动轴承的选择与计算··················16键联接选择及校核·····················18联轴器的选择与校核····················18减速器附件的选择·····················19润滑与密封···························20设计小结·····························21参考资料·····························21设计任务书设计题目：设计带式输送机传动装置设计要求：输送带工作拉力F=5.5kN；输送带工作速度V=1.4m/s允许输送带速度误差为±5%；滚筒直径D=450mm；滚筒效率η1=0.96（包括滚筒于轴承的效率损失）；工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作折旧期8年；工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；动力来源电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期四年一大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计内容：传动方案拟定电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算齿轮传动设计计算轴的设计计算滚动轴承、键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写设计任务：装配图一张（A1以上图纸打印）零件图两张（一张打印一张手绘）设计说明书一份设计进度要求：12月21日装配草图第一阶段D303全体12月28日装配草图第三阶段完成D303全体1月4日完成装配图D303全体1月5-7日零件图设计1月8-10日设计说明书、准备答辩1月13-15日答辩机动901参见最后的答辩安排传动方案拟定 选择展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。总体布置简图如下：电动机的选择电动机类型和结构的选择根据输送机的工作环境选择封闭式小型三相异步电动机Y(IP44)系列电动机功率的选择运输机功率Pw=F*v=7.7kw从电动机到输送带的传动总效率为η=η1*η2*η36η42η5=0.784其中η1、η2、η3、η4、η5分别为滚筒、滚筒联轴器、轴承、齿轮传动、电动机联轴器的效率，取η1=0.96（已知）、η2=0.97（凸缘联轴器）、η3=0.98（滚子轴承）、η4=0.98（精度为7级）、η5=0.99（弹性联轴器）电动机功率Pd=Pwη=9.8213.电动机转速的选择滚筒转速为n=60*1000*v3.14*D取带传动的传动比i1=2-4，二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=8-20，总传动比为i=16-80故电动机转速可选范围为nd=i*n=951.2-4756r/min选取电动机的型号综上所述选取电动机型号:Y160M1-2，额定功率为11kW,转速为2930r/min,质量117kg传动装置的运动和动力参数计算计算总传动比i=ndn计算各级传动比按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i1=(1.3-1.5)i2,取i1=1.4i2,i=i1*i2=1.4*i22的i2=5.93，i1=8.31计算各轴转速n1=nd=2930r/minn2=n1i1=352.59n3=n2i2=59.46计算各轴输入功率P1=Pd*η5=9.723kwP2=P1*η32*η4=9.151kwP3=P2*η32*η4=8.613kwP4=P3*η32*η2=8.024kw计算各轴输出功率Pd=9.821kwP1’=P1*η32=9.338kwP2’=P2*η32=8.789kwP3’=P3*η32=8.272kwP4’=P4*η1=7.7kw计算输入转矩T1=9550*P1n1=31.691NmT2=9550*P2n2=247.857T3=9550*P3n3=1383.353NmT4=9550*P4n4=1288.752Nm计算输出转矩Td=9550*PdndT1’=30.436NmT2’=238.053NmT3’=1328.584NmT4’=1236.714Nm计算结果见下表：项目电动机轴高速轴1中间轴2低速轴3带轮轴转速（r/min）29302930352.5959.4659.46输入功率（kw）9.7239.1518.6138.024输出功率（kw）9.8219.3388.7898.2727.7输入转矩（Nm）31.691247.8571383.3531288.752输出转矩（Nm）32.0130.436238.0531328.5841236.714传动比i18.315.931效率0.950.940.940.97高速级齿轮传动计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动；材料及热处理；选择小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim1=1500Mpa,σFE1=850Mpa,大齿轮材料为20Cr渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim2=1500Mpa,σFE2=850Mpa，取SF=1.25，SH=1，ZE=189.8，ZH=2.5[σF1]=[σF2]=0.7σ[σH1]=[σH2]=σlim精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝i1*z1=8.31*20=166.2，取z2＝170，齿数比u=170/20=8.5；选取螺旋角。初选螺旋角β＝15°。由于所选轮齿为硬齿面、斜齿，失效形式主要为疲劳折断，所以按弯曲强度设计，并校核接触强度。按照轮齿弯曲强度设计取齿宽系数∅d=0.6，小齿轮上的转矩T1=31691Nmm，螺旋角β＝15°齿形系数Zv1=20cos153取YFa1=2.85,YFa2=2.18.取YSa1=1.58,YSa2=1.84.因YFa1Y故应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数mn取mn=1.5mm中心距a=取a=150mm确定螺旋角β=齿轮分度圆直径d1=mn齿宽b=取b2=20mm,b1=25mm验算齿面接触强度螺旋角系数Zβ=接触强度σ安全。齿轮的圆周速度v=所选7级精度合宜。低速级齿轮传动计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动；材料及热处理；选择小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim1=1500Mpa,σFE1=850Mpa；大齿轮材料为20Cr渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim2=1500Mpa,σFE2=850Mpa，取SF=1.25，SH=1，ZE=189.8，ZH=2.5[σF1]=[σF2]=0.7σ[σH1]=[σH2]=σlim精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝i1*z1=5.93*20=118.6，取z2＝120，齿数比u=120/20=6；选取螺旋角。初选螺旋角β＝15°。按照轮齿弯曲强度设计取齿宽系数∅d小齿轮上的转矩T1=247857Nmm，螺旋角β＝15°齿形系数Zv1=20cos153取YFa1=2.85,YFa2=2.25.取YSa1=1.58,YSa2=1.82.因YFa1Y故应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数mn≥3取mn=3mm中心距a=取a=220mm确定螺旋角β=齿轮分度圆直径d1=mn齿宽b=取b2=40mm,b1=45mm验算齿面接触强度螺旋角系数Zβ=接触强度σ安全。齿轮的圆周速度v=所选7级精度合宜。齿轮的结构由于高速级和低速级的小齿轮分度圆直径较小，故设置为齿轮轴。大齿轮分度圆直径较大，故设置为复板式锻造齿轮结构。齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm150220传动比i8.56模数mmm1.53螺旋角βº18°11'42''17°20'29''压力角αº2020齿数Z2017020120分度圆直径dmm31.58268.4162.86377.14节圆直径d’mm31.58268.4162.86377.14齿顶圆直径damm34.58271.4168.86383.14齿根圆直径dfmm27.81264.6655.36369.64齿宽bmm25204540旋向左旋右旋右旋左旋材料20CrMnTi20Cr20CrMnTi20Cr热处理状态渗碳淬火回火渗碳淬火回火渗碳淬火回火渗碳淬火回火齿面硬度HRC60606060轴的结构设计初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。取C=110，[г]=30~401轴d1≥C3P1n12轴d2≥C3P23轴d3≥C初选轴承1轴选轴承为302042轴选轴承为302083轴选轴承为30212各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNa/mmdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor30204204714264028.230.511.2302084080184769637416.9302126011022699610213022.3确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，左齿轮用轴肩固定，右齿轮用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性联轴器。2轴：低速级采用齿轮轴，高速级用锻造齿轮，锻造齿轮左端用轴肩固定，右端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用套筒固定，右端用轴肩固定，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用圆锥滚子轴承承载，右端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。确定各轴段长度和直径根据箱座壁厚δ=0.025a+3=8.5>8(a为低速级中心距，a=220)，地脚螺栓直径df=0.036a+12=20,轴承盖螺钉直径d3=0.4df=8,可以取箱体轴承座孔的长度B=6d3=48.轴承盖厚度e=1.2d3=9.6,伸出轴承盖外部分长度lB=0.25d3=2,为方便拆卸螺钉取lB=8。齿轮、联轴器的轮毂宽度与孔径有关，可通过查零件尺寸标准得到，轴承距箱体距离为3。齿轮端面距离为12.5，齿轮端面与箱体内壁距离为19，齿轮顶圆与箱体内壁距离为15，均符合要求。轴承盖直径D0=D+5d3(D为轴承座孔直径即轴承外径)。齿轮、齿轮轴、轴承段的直径根据配合选取。各轴段直径需大于等最小直径，轴肩是为了固定轴上零件的高度应稍大些。套筒厚度，轴肩直径应小于轴承内圈厚度。选定轴的结构细节，取需配合紧密的轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。轴的左右端倒角均为1*45。其他直径和长度可由画图确定。各轴段长度和直径数据见下图1轴2轴3轴轴的校核计算1轴强度校核求解径向力、圆周力、轴向力圆周力F径向力F轴向力F轴长L1=75.6mm，L2=90.5mm，L3=41.5mm分度圆直径d=31.58mm求垂直面的支撑反力F1v=Fr*L2F2v=Fr-求水平面的支撑反力FF2H计算垂直面弯矩M1v=F1v*L3=16NmM2v=F2v*L2=28Nm计算水平面弯矩M1H=F1H*L3=57NmM2H=F2H*L2=57Nm合成弯矩M1=MM2=M求轴传递的转矩T=F绘制弯矩扭矩图，确定危险截面从图中可以看出齿轮中心面是最危险截面，认为扭矩不变，其折合系数α=0.3，其当量弯矩为Me=M22+计算危险截面直径高速轴的材料为为45号钢，热处理为正火回火，σB=600,查得[σ-1b]=55MPad≥3结构设计满足此要求，所取直径以结构设计为准。2轴强度校核求解左侧径向力、圆周力、轴向力圆周力F径向力F轴向力F分度圆直径d=62.86mm求解右侧径向力、圆周力、轴向力圆周力F径向力F轴向力F分度圆直径d’=268.41mm轴长L1=40mm，L2=42.5mm，L3=32.75mm两者都是右旋，一个是主动轮，一个是从动轮，所以轴向力方向相反。求垂直面的支撑反力F1v=Fr*L2F2v=Fr'-求水平面的支撑反力FF2H=计算垂直面弯矩左段M1v=F1v*L1=131Nm右段M2v=F2v*L3=36Nm中间段右端Mv=F1v*(L1+L2)+Fr*L2-Fa*d/2=281Nm中间段左端Mv=F2v*(L2+L3)+Fr’*L2-Fa’*d’/2=112Nm计算水平面弯矩左段M1H=F1H*L1=38Nm右段M2H=F2H*L2=157Nm中间段右端MH=F1H*(L1+L2)+Ft*L2=157Nm中间段左端MH=F2H*(L2+L3)-Ft’*L2=38Nm合成弯矩左段M1=M右段M2=M中间段右端M=M中间段左端M=M求轴传递的转矩T1=FT2=F绘制弯矩扭矩图，确定危险截面从图中可以看出右齿轮中心面是最危险截面，认为扭矩不变，其折合系数α=0.3，其当量弯矩为Me=M2+计算危险截面直径高速轴的材料为为45号钢，热处理为正火回火，σB=600,查得[σ-1b]=55MPad≥3结构设计满足此要求，所取直径以结构设计为准。3轴强度校核求解径向力、圆周力、轴向力圆周力F径向力F轴向力F轴长L1=52，L2=88，L3=106.6，分度圆直径d=377.14求垂直面的支撑反力F1v=Fr*L2-FF2v=Fr-求水平面的支撑反力FF2H=计算作用在轴上的外力F0假设包角为180º，带与轮面间的摩擦系数f=0.3，运输带拉力F=5.5kN，由于离心力较小，这里忽略之。F0=F2*e计算F0在支点产生的反力F1F=F0*LF2F=F0+F1F=11030N计算垂直面弯矩M1v=F1v*L1=-15NmM2v=F2v*L2=242Nm计算水平面弯矩M1H=F1H*L1=240NmM2H=F2H*L2=240NmF0力产生的弯矩M1F=F1F*L1=248NmM2F=F0*L3=668Nm合成弯矩考虑最不利的情况，将F0力产生的弯矩直0接加到水平垂直合成的弯矩上M1=MM2=M求轴传递的转矩T=F绘制弯矩扭矩图，确定危险截面从图中可以看出齿轮中心面是最危险截面，认为扭切应力是脉动循环变应力，其折合系数α=0.6，其当量弯矩为Me=M22+计算危险截面直径中间轴的材料为为45号钢，热处理为正火回火，σB=600,查得[σ-1b]=55MPad≥3结构设计满足此要求，所取直径以结构设计为准。滚动轴承的选择与计算轴承的安装方案 轴1和轴2的轴承均采用正装，其原因在于正装轴承适合于传动零件位于两支承之间，轴承反装适合于传动零件处于外伸端，而且支承跨距不大。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的型号和参数就取之前初选的轴承轴承的校核1轴轴承校核轴承为30204,Fr1=F1v2+F1H2=1431N,Fr2=F2v2+F2H2=702N计算轴向力Fs1=Fr1/2Y=421NFs2=Fr2/2Y=206N因为Fs2+Fa=936>Fs1Fa1=936NFa2=206N因为Fa1/Fr1=0.65>0.35,Fa2/Fr2=0.29<0.35P1=0.4Fr1+YFa1=2164NP2=Fr2=702N以P1为计算依据，因受载荷平稳，取fp=1.1，工作温度正常，取ft=1，所以C故所选轴承适用2轴轴承校核轴承为30208,Fr1=3408N,Fr2=4905N,Fa=1756N,转速n=352.59r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2kN计算轴向力Fs1=Fr1/2Y=1002NFs2=Fr2/2Y=1443N因为Fs2+Fa=3199>Fs1Fa1=3199NFa2=1443N因为Fa1/Fr1=0.92>0.35,Fa2/Fr2=0.29<0.35P1=0.4Fr1+YFa1=6802NP2=Fr2=4905N以P1为计算依据，因受载荷平稳，取fp=1.1，工作温度正常，取ft=1，所以C故所选轴承适用2轴轴承校核轴承为30212,Fr1=4620N,Fr2=3854N,Fa=2670N,转速n=59.46r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2kN计算轴向力Fs1=Fr1/2Y=1359NFs2=Fr2/2Y=1134N因为Fs2+Fa=4029>Fs1Fa1=4029NFa2=1134N因为Fa1/Fr1=0.87>0.35,Fa2/Fr2=0.29<0.35P1=0.4Fr1+YFa1=8697NP2=Fr2=3854N以P1为计算依据，因受载荷平稳，取fp=1.1，工作温度正常，取ft=1，所以C故所选轴承适用键联接选择及校核键类型的选择1轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为18mm，轴段长40mm，所以选择单圆头普通平键(C型)键6*6,b=6mm,h=6mm,L=32mm2轴轴段长为18mm，轴径为46mm，所以选择平头普通平键（B型）键6*6，b=6mm,h=6mm,L=14mm3轴轴段长为46mm，轴径为63mm，所以选择圆头普通平键（A型）键14*9，b=14mm,h=9mm,L=36mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为55mm，轴段长110mm，所以选择单圆头普通平键(C型)键16*10,b=16mm,h=10mm,L=80mm键联接的强度校核1轴T=32.01Nm，σp=4Tdhl=2轴T=238.053Nm，σp=4Tdhl=1203轴T=1328.584Nm，σp=4Tdhl=105均在许用范围内。联轴器的选择与校核高速轴联轴器发动机轴选择LX型弹性柱销联轴器，公称转矩Tn=250Nm，许用转速n=8500r/min，轴孔直径d=18mm,轴孔长度(Y型)L=42mm.工作系数KA=1.5计算转距T所选联轴器满足要求低速轴联轴器输送机轴选择GY7,GYS7,GYH7型凸缘联轴器，公称转矩Tn=1600Nm，许用转速n=6000r/min，轴孔直径d=55mm,轴孔长度(Y型)L=112mm.工作系数KA=1.5计算转距T所选联轴器满足要求减速器附件的选择箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚δ8.50.025a+3>8箱盖壁厚δ18.50.02a+3>8凸缘厚度箱座b12.751.5δ箱盖b112.751.5δ1底座b221.252.5δ箱座肋厚m70.85δ箱盖肋厚m170.85δ1地脚螺钉型号dfM200.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M140.75df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M10（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l160150~200轴承盖螺钉直径d38（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d46（0.3-0.4）df定位销直径d6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离C122C1>=C1mind2至凸缘边缘距离C216C2>=C2mindf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424凸台高度h60凸台半径R116箱体外壁至轴承盖座端面的距离l153C1+C2+(5~10)轴承端盖外径D287120150轴承旁连接螺栓距离S87120150注释：a取低速级中心距，a＝220mm附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖120×80为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M12×1.25减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M9×35为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M12检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型油塞M14×1.5换油时，排放污油和清洗剂，应