ZSY160 三级直齿减速器的设计

1、 ZSY160减速器的设计（三级） 系部：机电工程系 专业：机电一体化 班级：05机电单招 姓名：刘斌 学号：0501032231 指导老师：张逊 职称：教师任务书设计三级减速器，用于输送装置，其输入功率为21KW，传动比为38.5，额定寿命为3×8×10×360=86400h目 录一 、 传动装置的总体设计3二 、 圆柱齿轮传动的设计计算4三 、 轴的设计.7四 、 轴承寿命计算.18五 、 选用键并校核强度.19六 、 箱座箱盖设计.19七 、 齿轮和轴承的润滑.20八 、 减速器的装配型式.20九 、 绘制减速器的装配图.21十 、 绘制减速器的零件图.21

2、十一、参考文献.21一 、 传动装置的总体设计设计由电动机驱动的闭式标准斜齿圆柱齿轮传动，已知：P=2 KW，输入轴转速n1=735 r/min,传动比i=38.5，选用Y180L-4型电动机，电动机轴径直径D=60 mm，电动机外廓尺寸为710mm×355mm×430mm，输送机为电动机，工作平稳，单向运转，每天三班工作，每天8小时，每年工作300天，预期寿命为10年。运动参数及动力参数：轴 n1=735 r/min轴 n2=n1/（59/17）=211.78 r/minIII轴 n3=n2/(67/19)=60.06 r/min轴 n4=n3/(66/21)=19.11

3、 r/min滚动轴 nw=n4=19.11 r/min轴 P1=P×1=22×0.96=21.12 KW轴 P2=P1×22×3=21.12×0.98×0.97=19.68 KW轴 P3=P2×22×=18.34 KW轴 P4=P3×2×3×4=18.34×0.98×0.97×0.98×0.95=16.23 KW轴 T1=9550Pr/n1=9550×21.12/735=274.42 Nm轴 T2=9550P2/n2=9550×

4、;19.68/211.78=887.45 Nm轴 T3=9550P3/n3=9550×18.34/60.06=2916.20 Nm轴 T4=9550P4/n4=9550×16.23/19.11=8110.753 Nm滚动轴 TW=T4=8110.753 电动机轴轴轴轴滚动轴速度r/min735735211.7860.0619.1119.11功率KW221.1219.6818.3416.2316.23扭距9550274.42887.452916.208110.7538110.753传动比3.473.533.141.00效率0.960.950.950.89二、圆柱齿轮传动的设计

5、计算1）齿轮选用20CrMo，齿部渗碳淬火，齿面硬度为HRC5458，芯部HRC3042。2）齿轮轴选用20CrMo ，齿部渗碳淬火，齿面硬度为HRC5862，芯部硬度为3042。该减速器为减速传动装置，据机械设计基础表62，初选8级精度。由于是闭式硬表面的齿轮传动，齿轮承载能应由如下决定：MnZ1=17,Z2=59,=15o,Z3=19,Z4=67,Z5=66当量齿数:Zr1=Z/cos3=17/cos315=18.86Zr2=65.47Zr3=20.30Zr4=71.59Zr5=22.44Zr6=70.52由机械设计基础表6-6选取4d=b/d=0.71=0.318×4d

6、5;Z1tan=0.318×0.7×17tan15o=1.013>1螺旋角系数:Y1=1（/120O）=11.013×（15O/120O）=0.8741=1.883.2×（1/Z11/Z2）cos=1.62=0.318×0.7×19×tan150=1.13>13=0.318×0.7×22×tan150=1.31>1Y2=12×（15o/120o）=0.859Y3=13（/120o）=0.8362=1.883.2×（1/191/67）cos15o=1.6073

7、=1.883.2×（1/211/66）cos15o=1.625tann=tantcostan20o=tantcos15ot=20.65otan2=tancost=tan15ocos20.65ob=14.08on1=1/cos2b=1.6/cos214.08o=1.70n2=2/cos2b=1.607/cos214.08o=1.708n3=3/cos2b=1.625/cos214.08o=1.727重合复系数:Y1=0.250.75/n=0.69Y2=0.250.75/1.708=0.69Y3=0.250.75/1.727=0.68由机械设计基础书中表6-5得齿形系数:YF1=2.97

8、YF2=2.28YF3=2.85YF4=2.24YF5=2.76YF6=2.26应力修正系数:Ysa1=1.52Ysa2=1.73Ysa3=1.55Ysa4=1.75Ysa5=1.56Ysa6=1.74载荷系数:由机械设计基础书中表6-3取:K=1.4由式6-2,F=（FWnYNT/SF）MPa由图6-9,查得FWn=1500MPa 均用应力循环次数N1=60NijLn=60×735×1×(3×8×10×300)=3.175×109YNT=0.8N2=60×211.78×72000=0.915×

9、109 YNT=0.9 N3=60×60.06×72000=0.259×109 YNT=1许用弯曲应力: SF=1.25F1=FWnYNT/SF=(1500×0.8)/1.25=960 MPaF2=FWnYNT/SF=(1500×0.9)/1.25=1080MPaF3=FWnYNT/SF=(1500×1)/1.25=1200 MPaMn取 Mn1=2 mmMn2取 Mn2=2.50 mmMn3取 Mn3=3.5 mm主要几何尺寸:a1=mn(Z1+Z2)/2cos=2(17+59)/2cos15o=78.68mm 取a1=79mma2

10、=2.5(19+67)/2cos15o=113.88 取a2=114mma3=3.5(21+66)/2cos15o=159.6 取a3=160mm1=arccosmn(Z1+Z2)/2a=arccos2(17+59)/(2×79)=15.84o2=arccos2.5(19+67)/(2×114)=19.44o3=arccos3.5(21+66)/2×160=17.9od1=mnZ1/cos=2×17/cos15o=35.20d2=mnZ2/cos=2×59/cos15o=122.16d3=mnZ3/cos=2.5×19/cos15o=

11、49.176d4=mnZ4/cos=2.5×67/cos15o=173.41d5=mnZ5/cos=3.5×21/cos15o=76.09d6=mnZ6/cos=3.5×66/cos15o=239.15b1=34b2=28b3=45b4=40b5=65b6=60校核齿面接触疲劳强度：由机械设计基础书中表6-4查得ZT2=189.8图6-15查得ZH1=2.42 ZH2=2.37 ZH3=2.39Z1=Z2=Z3=1=1.883.2×(1/17+1/59)cos=1.5782=1.883.2×(1/19+1/67)cos19.44o=1.573=

12、1.883.2×(1/21+1/66)cos17.9o=1.5991=0.318×4dZ1tan=0.318×0.7×17×tan15.84o=1.07>1 取1=12=0.318×0.7×19×tan19.44o=1.49>1 取2=13=0.318×0.7×22×tan17.9o=1.58>1 取3=1Z1=Z2=Z3=许用接触应力:由式6-1H=(HWnZNT/SH)MPaHmin=1500MPaN1=3.175×109 N2=N1/i1=0.915&

13、#215;109N3=0.915×109 N4=N/3.53=0.259×109N5=0.259×109 N6=N/i=0.082×109ZNT1=1.3ZNT2=1.32ZNT3=1.32ZNT4=1.42ZNT5=1.42ZNT6=1.45SH=1H1=FWnZNT1/1=1950MPaH2=1980MPa=H3H4=2130MPa=H5H6=2175MPah1=所以,接触强度足够所以,接触强度足够所以,接触强度足够齿轮的圆周速度vV=d2n1/60000=(×122.96×735)/60000=4.7m/s所以,精度合格三 轴的

14、设计选择轴的材料并确定许用应力:齿轮轴选用20CrMo渗碳淬火输出轴:选用35CrMo 调制处理由表5-1查得极限B=637MPa齿轮轴轴的最小直径dmin轴dmin=轴dmin=轴dmin=轴dmin=滚筒轴dmin=75计算齿轮啮合力:圆:Ft1=T1/d1=×274420/35=24631.8N径:Fr1=Ft1tan20o/cos=24631.8tan20o/cos15.84o=9319.1N轴:Fa1=Ft1tan=24631.8tan15.84o=6988.45NFt2=T2/d2=×887.45/49.176=56.6945NFr2=Ft2tann/cos=5

15、6.6945tan20o/cos19.44o=21882.61NFa2=Ft2tan=56694.45tan19.44o=20009.76NFt3=T3/d3=×2912.20/76.09=120238.48NFr3=Ft3tann/cos=120238.84×tan20oCos17.9o=45989.37NFa3=Ft3tan=120238.48×tan17.9o=38835.97N在轴上估取安装轴承d=25,安装皮带盘直径do=24,轴上其余尺寸由结构要求而定,在轴上安装轴承直径d=35,在轴上安装轴承直径55,在轴上安装轴承直径d=80,安装联轴器轴端直径d

16、=75,其余尺寸也均由结构要求而定.联轴器的选择:减速器输出轴与滚筒轴采用弹性柱销,联轴器型号:HL7 d=75 L=107主动端 d1=75 J型轴孔 L=105 A型键槽从动端 d2=75 J型轴孔 L=107轴承的选择:轴:在轴上作用看径向力Fr,又作用看轴向力Fa,故选圆周锥滚子轴 承 型号:30305 d=25 D=62 t=18.25 B=17轴:型号:30307 d=35 D=80 T=21 B=21轴:型号:30311 d=55 D=120 T=31.5 B=29轴:型号:30316 d=80 D=170 T=42.5 B=39轴的结构设计:在轴上,两端的轴承已初选为30305

17、与轴承配合的轴径为26,以轴肩作轴向定向,轴肩高度(直径)必须不小于25,因小齿轮的直径为36.在轴上.两端的轴承以初选30307为轴承相配合的轴径为35,所以轴肩直径必须不小于40在轴上,分别选用30311,30316的轴承,所以轴肩分别不小于60,85按轴上零件的装拆先后顺序，周向轴向固定方法及工艺性等要求，作出各个轴的结构设计，其中轴的结构设计和轴系部件结构如下图所示，图中d1=75公差取m6,d2=80(f8,m6),d3=100,d4=90,d5=80(m6)L1=105,L2=144.5,L3=10,L4=56,L5=35.5由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=165按弯扭合成强度

18、校核轴的强度） 绘制轴受力简图，置直面弯距图轴承支反力：FRAV=Fa(dH/2)Fr(L/2)/L=38835.97×0.239/245989×0.165/2=846.78NFRBV=FvFRAV=45989846.78=46835.78N2)计算弯距：截面右侧弯距Mcv=FRBVL/2=46835.78×0.165/2=3863.15Nm截面左侧弯距Mcv=FRAVL/2=846×0.165/2=69.86Nm3) 绘制水平面弯距图轴承支反力FRAH=FRBH=Ft/2=12023.848/2=6011.924NMCH=FRAHL/2=495.98N

19、m4) 绘制合成弯距图Mc=Mc'=5) 绘转距图6) =0.3Mec=7) 校核危险截面的强度由机械设计基础式(15-3)e=Mec/0.1d3=4400.04×103/0.1×803=68<69MPa强度足够，绘制轴的工作图如下：轴的设计按轴上零件的装拆先后顺序，周向轴向固定方法及工艺性等要求，作出各个轴的结构设计，其中轴的结构设计和轴系部件结构如装配图所示，由图各长度可算得轴支承跨距：L=1651) 绘制轴反力简图，垂直面弯距图轴承支反力：FRAV=(Fa2d/2FrL/2)/L=(20009.76×0.04917/2-21882.6×

20、;0.16/2)0.165=1315.3NFRBN=FRAVFr=20567N2) 计算弯距截面左侧弯距Mcr=FRBVL/1.65=20567×0.165/1.65=2056.7Nm截面右侧弯距Mcr=FRAVL/2.5=1315.3×0.165/2.5=86.81Nm3) 绘制水平弯距图轴承支反力FRAH=Ft/2.5=56694.45/3.5=1619.84NFRBH=Ft/1.65=34360NMCH=FRAHL/2=1336.4NmMCH'=FRBHL/2=2834.7Nm4) 绘制弯距图:Mc=5) 绘制扭具图6) =0.3Mec=7) 校核危险截面C的

21、强度e=Mec/0.1d3=3512.3/0.1643=0.23<69MPa强度足够 绘制轴的工作图如下:轴的设计:按轴上零件的装拆先后顺序,周向轴向固定方法及工艺性等要求,作出各个轴的结构设计,其中轴结构设计轴承系部件结构如装配图所示,由图中各长度算得轴支承跨距:L=1651) 绘制轴受力简图,垂直面弯距图轴承支反力FRAV=(Fad/2-FrL/2)/L=38835.97×0.083/245989.37×0.165/2=2182.43FRBV=FrFRAV=41624.5N2) 计算弯距:截面C右侧弯距Mcr=FRBVL/1.65=41624.5×0.1

22、65/1.65=4162.4Nm截面C左侧弯距Mcr=FRAVL/2.5=2182.43×0.165/2.5=14.4Nm3) 绘制水平弯距图轴承支反力:FRAH=Ft/2.5=120238.48/2.5=48095.4NFRBH=Ft/1.65=72871.5NMch=FRAHL/2.5=3174.28NmMCH'=FRBHL/1.65=7287.15Nm4) 绘制合成弯距图:Mc=5) 绘扭距图6) =0.3Mec=校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d3=8436/(0.1×833)=0.15<69MPa强度足够,绘制轴的工作图如下:轴的设计:按轴上零

23、件的装拆先后顺序,周向轴向固定方法及工艺性等要求,作出各个轴的结构设计,其中轴的结构设计和轴系部件结构如装配图所示,由图中各长度可算得轴支承跨距L=165按弯距,扭距合成强度校核轴的强度1) 绘制轴受力简图,垂直面弯距图轴承支反力:FRAV=(Fadn/2FrL/2)/L=(24631.8×0.0352/29319.1×0.165/2)/0.165=2032.18NFRBV=FrFRAV=9319.12032.18=7286.92N2) 计算弯距截面C右侧弯距Mcr=FRBVL/3.3=7286.92×0.165/3.3=364.34Nm截面C左侧弯距Mcr=FR

24、AVL/1.2=2032.18×0.165/0.2=279.42Nm3) 绘制水平面弯距图轴承支反力:FRAH=Ft/3.3=24637.8/3.3=7464.18NFRBH=Gt/1.2=20526.5NMCH=FRAHL/2=615.79NmMCH'=FRBHL/2=1693.44Nm4) 绘制合成弯距图:Mc=5) 绘扭距图6) =0.3MEC=7) 校核危险截面e的强度e=Mec/0.1d3=1734.03/(0.1×393)=0.3<69MPa强度足够,绘制轴及工作图如下:四 轴承寿命计算轴承寿命计算1)以轴轴承为例,轴已处选型号30316的一对圆锥

25、滚子轴承正装,其有关 数据如下:额定动载荷C=198KN,e=0.412,x=1.4,载荷系数fp=1.,温度系数 ft=1.0,轴承受力情况如图所示:FR1H=82.5Ft/665=82.5×120338.48/665=60169FR2H2=Ft-FR1H=12033.48-60169=60169FR1V=(82.5×FrFsd/2)/165=(82.5×45989.338835.9×239.15/2)/165=51120NFR2V=Fr-FR1V=45989-51120=-5131NFR1=FR2=2) 求两轴承的轴向力FA1,FA2由表19-4得F

26、S1=0.68FR1=0.68×78952.92=53687.36NFS2=0.68FR2=0.68×60387.38=41063.42NFS2Fa=41063.4238835.97=79898.92N因为 FS2+Fa>FS1所以 轴承被压紧,轴承被放松,故:FA1=FS2+Fa=41063.42+38835.97=79898.92NFA2=FS2=41063.42N3) 求两轴轴的分量载荷P1,P2由表得e=0.68FA1/FR1=79898.92/7998.92=1>eFA2/FR2=41263.42/60387.38=0.68=ex1=0.41 x2=1

27、 y1=0.87 y2=0由表14-6取fp=1.5 ,故P1=fp(x1FR1+y1FA1)=1.5×(0.41×78952.920.87×79898.97)=101881NP2=1.5×(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×60387)=90580.5N4) 验算轴承寿命因为,P1>P2,所以,只需要验算轴承C=198 f=1Ln=(1667/18.23)×(1×198000/101881)3=7537.98由工作条件,该皮带运输机三班制工作,使用期10年,每年以300天工作日计,则轴承预算寿命为:L

28、n'=3×8×300×10=7200h由于Ln>Ln'所以轴承合格五 选用键并校核强度以轴为例,轴是安装出齿轮处选用键的类型为A型键22×63 GB.TO96-2003 b=22 h=14 L=50 t=7 l=50-14=36 T2=8110.75 d=80因为对于按标准选择的平键连接,具有足够的剪切强度故按挤压强度进行强度校核p=(4×811750)/(80×14×36)=80.53MPa同样,p<p能够满足要求,安全六 箱座 箱盖设计箱座,箱盖的材料均用HT200铸造而成,其结构如下:箱座壁厚 =0.025a+18=0.025×160=5 取=8箱盖壁厚 1=0.