二级展开式直齿圆柱减速器设计书

1 二级展开式直齿圆柱减速器设计书 1 设计要求 级展开式直齿圆柱减速器的设计。 计一个用于带式传送机上的二级圆柱齿轮减速器，运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载启动。卷筒效率 速器小批量生产，使用年限 8 年（ 300 天 /1 年）两班制工作，运输容许误差 5%。车间有 3 相交流，电压 380/220V，运输带工作压力 输带工作速度 ，卷筒直径 250 2 传动装置总体设计 点：齿轮相对于 轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，在轴发生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，要求轴的设计有较大的刚度。 虑到电机转速高，输出端扭矩较大，转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。 图 1：传动装置简图如下 3 选择电动机的型号 2 按照工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型 ： 电动机所需工作功率 工作机所需功率 F V = 2 1 0 0 1 . 2 = 2 . 5 2 k 按机械课程设计手册表 2定各部分效率为 :联轴器效率为 ，闭式齿轮传动效率 ，滚动轴承 ，卷筒效率 ，代入得 22 所需电动机功率为 2 . 5 2 3 . 1 50 . 8k w 卷筒轴工作转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 2 9 1 . 7 / m i 1 4 2 5 0w 两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比 i =8 40， 故电动机转速的可选范围为 ( 8 4 0 ) 9 1 . 7 7 3 3 . 6 3 6 6 8 r / m i i n 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重要、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 的三相异步电动机，额定功率为 载转 1 4 4 0 m ，同步转速为 1500 电动机的其主要性能如表 1 。 表 1： 电动机型号 额定功率 /(满载转速/(r/启动转矩 /额定转矩 (最大转矩 /额定转矩 ( 1440 2 2 4 计算传动装置的运动和动力参数 3 由选定的电动机满载转速 工作机主动轴转速 n，可得减速器总传动比 / 1440i n 1 5 . 79 1 . 7m 减速器的传动比 i 为 于两级展开式圆柱齿轮减速器的 21 ) ，为了分配均匀取 21 2.1 ，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 1 ，低速级的传动比2 。 1)电动机轴（ 0轴） 000003 . 1 51 4 4 0 / m i 5 0 2 0 . 9 k Wn n 2)高速轴（ 1轴） 1 0 1101113 . 1 5 0 . 9 9 3 . 1 21 4 4 0 / m i 5 0 2 0 . 6 8P P k W k Wn n 3)中间轴（ 2轴） 2 1 2 31212223 . 1 2 0 . 9 6 0 . 9 8 2 . 9 3 514403 3 1 . 8 / m i 3 49 5 5 0 8 4 . 5P P k W k 4)低速轴（ 3轴） 3 2 2 32323332 . 9 3 5 0 . 9 6 0 . 9 8 2 . 7 63 3 1 . 89 1 . 6 / m i 6 29 5 5 0 2 8 7 . 9P P k W k 5)卷筒轴（ 4轴） 4 4 3 2 4434442 . 7 6 0 . 9 9 0 . 9 8 2 . 6 7 89 1 . 6 / m i 5 0 2 7 9P P k W k Wn n 运动和动力参数计算结果 ,如表 2. 表 2：运动和动力参数结果 项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷筒轴 转速（ r/ 1440 1440 率 (矩 (N*m) 79 传动比 1 效率 齿轮的设计及计算 速级齿轮传动设计 度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7级精度（ 0095 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济 性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为 24080者材料硬度差为 40 4）选小齿轮的齿数 20z ，大齿轮的齿数为 2 4 . 3 4 2 0 8 6 . 8z ，取 862 z 。 由设计公式进行试算，即 2131 2 1. ( ) . z (1) 确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 2)由以上计算得小齿轮的转矩 1 2 0 T N m 3)查表及其图选取齿宽系数 1d ，材料的弹性影响系数 ，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 001 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 4)计算应力循环次数 9116 0 6 0 1 4 4 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 4 . 1 4 7 2 1 0hN n j L 5 9124 . 1 4 7 2 0 . 9 5 6 1 04 . 3 4 5)按接触疲劳寿命系数 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 由 SN 得 i i （ 2）计算： 1)带入 H 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径 1最小值为 4221331 2 1 2 1 . 5 2 . 0 6 8 1 0 5 . 3 4 1 8 9 . 8 2 . 5. ( ) . ( ) 6 0 . 1 9 1 4 . 3 4 5 2 8 z 2)圆周速度： 1 3 . 1 4 6 0 . 1 9 1 4 4 0 4 . 5 3 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 3)计算齿宽： 4)计算齿宽与齿高比： 模数 : 0 9 齿高 : t 9 5)计算载荷系数： 根据 ,7 级精度， 查得动载系数 V 对于直齿轮 1 查得使用系数 A 用插值法查得 7 级精度小齿轮非对称布置时， H 由89.8 H 可查得 F 故载荷系数 6 6)按 实际载荷系数校正分度圆直径： 311 7)计算模数： 弯曲强度设计公式为 3 2112 (1) 确定公式内的各计算数值 1) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限802 ； 2) 查图取弯曲疲劳寿命系数 120 . 8 6 , 0 . 9 0F N F ； 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S= 4) 计算载荷系数 K 7 8 7 5) 查取齿形系数 查表得 ;1 Y 6) 查取应力校正系数 查表得 7 1 Y 7) 计算大、小齿轮的 并加以比较。 0 1 6 0 6 4 3 8 7 大齿轮 的数值大。 (2) 设计计算 43 22 1 . 7 8 7 5 2 . 0 6 8 1 0 2 . 21 2 0m m m m m 对比计算结果 ,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 ,由于齿轮模数的大小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 (即模数与齿数的成积 )有关 ,可取弯曲强度算得的模数 接近圆整为标准值5.2m ,按接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 2 4 . 3 4 2 6 1 1 2 . 8 4z ，取 1122 z 。 这样设计出的齿轮传动 ,即满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足齿根弯曲疲劳强度 ,并做到结构紧凑 ,避免浪费。 （ 1） 分度圆直径： （ 2）中心距： 80652 21 （ 3）齿轮宽度： d 651 取 52 01 速级齿轮传动设计 度等级、材料及齿数。 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7级精度（ 0095 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为 24080者材料 硬度差为 40 4）选小齿轮的齿数 24z ，大齿轮的齿数为 2 2 4 3 . 6 2 8 6 . 8 8z ，取 862 z 。 由设计公式进行试算，即 2131 2 1. ( ) . z 8 1 确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 5.12)由以上计算得小齿轮的转矩 1 8 4 m 3)查表及其图选取齿宽 系数 1d ，材料的弹性影响系数 ，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 001 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 4)计算应力循环次数 9116 0 6 0 3 3 1 . 8 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 0 . 9 5 6 4 2 7 1 0hN n j L 9120 . 9 5 6 4 7 0 . 2 6 4 1 03 . 6 2 5)按接触疲劳寿命系数 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 由 SN 得 M P i i 2 计算： 1)带入 H 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径 1最小值为 4221331 2 1 2 1 . 5 8 . 4 5 1 0 4 . 6 2 1 8 9 . 8 2 . 5. ( ) . ( ) 9 6 . 5 6 1 3 . 6 2 5 4 4 . 5 z 2)圆周速度： 1 3 . 1 4 9 5 . 5 6 3 3 1 . 8 1 . 6 8 3 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 3)计 算齿宽： 4)计算齿宽与齿高比： 模数 : 齿高 : t 9 5)计算载荷系数： 查得 动载系数 V 对于直齿轮 1 查得使用系数 A 用插值法查得 7 级精度小齿轮非对称布置时， H 由89.8 H 可查得 F 故载荷系数 6)按实际载荷系数校正分度圆直径： 3311 1 . 9 8 69 6 . 5 6 1 0 01 . 5d m m 7）计算模数： 弯曲强 度设计公式为 3 2112 1)确定公式内的各计算数值 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限802 ;查图取弯曲疲劳寿命系数 120 . 9 0 , 0 . 9 4 ;F N F 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S= 计算载荷系数 K 7 8 7 2)查取齿形系数 . 查表得 ;1 Y 10 3)查取应力校正系数 . 查表得 7 1 Y 4)计算大、小齿轮的 加以比较。 0 1 5 47 7 大齿轮的数值大 . 5)设计计算 43 22 1 . 7 8 7 5 0 . 8 4 5 1 0 2 . 21 2 0m m m m m 对比计算结果 ,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数 ,由于齿轮模数的大小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 (即模数与齿数的成积 )有关 ,可取弯曲强度算得的模数 3，并接近圆整为标准值5.2m , 按 接 触 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径 100, 算 出 小 齿 轮 齿 11 100 333dz m ， 大齿轮齿数 2 3 . 6 2 3 3 1 1 9 . 4 6z ，取 2 119z 。 这样设计出的齿轮传动 ,即满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足齿根弯曲疲劳强度 ,并做到结构紧凑 ,避免浪费。 何尺寸计算 （ 1） 分度圆直径： 11223 3 3 9 91 1 9 3 3 5 7d m m md m m m （ 2）中心距： 12 9 9 3 5 7 22822m m （ 3）齿轮宽度： d 991 取 992 B , 041 11 6 轴的设计及计算 速轴的轴系结构设计 根据结构及使用要求 ,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 ,共分七段 ,其中第 5段为齿轮 ,如图 2所示 : 图 2 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 ,因此其材料须与齿轮材料相同 ,均为合金钢 ,热处理为调制处理 , 材料系数 0A 为 110。 所以 ,有该轴的最小轴径为 : 1 331 1 013 . 1 21 1 0 2 1 . 7 61440 考虑到该段开键 槽的影响 ,轴径增大 6%,于是有 : 61( 1111 标准化取 2511 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表 : 表 3 高速轴结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 第 1段 311111 1111 %)61( 考虑键槽影响 ) 6011 L 5 60 第 2段 111112 (由唇形密封圈尺寸确定 ) 0013212 30(50 第 3段 13d 由轴承尺寸确定 (轴承预选 6007 141 B ) h 113 35 25 12 第 4段 131314 12014 145 第 5段 15d 齿顶圆直径 15L 齿宽 65 70 第 6段 1416 416 L 41 10 第 7段 1317 117 35 25 轴的受力模型简化 (见图 3)及受力计算 图 3 0 a a (3 鉴于调整间隙的方便 ,轴承均采用正装 年即 12480h. 校核步骤及计算结果见下表 : 表 4 轴承寿命校核步骤及计算结果 计算步骤及内容 计算结果 6007轴承 由手册查出 e、 0r=e=算 Fs=类 )、 Y(3类 ) 算比值 r e e 确定 X、 0 19 查载荷系数 算当量载荷 P= 算轴承寿命 )m a x (16670 110 763399h 大于 12480h 由计算结果可见轴承 60146007均合格，最终选用轴承 6014。 的强度校核 经分析知 C、 现来校核这两处的强度： （ 1） 合成弯矩 6 6 38 M （ 2）扭矩 9100603 T （ 3）当量弯矩 612046)( 232 C （ 4）校核 由手册查材料 45 的强度参数 9 1 C 截面当量弯曲应力： 0(由计算结果可见 20 7 键的设计和计算 因减速器中的键联结均为静联结 ,因此只需进行挤压应力的校核 . 级键的选择及校核 : 高速级大齿轮处键 : 按照轮毂处的轴径及轴长选键长 50,1096 联结处的材料分别为 : 45钢 (键 ) 、 40 ) 中间级大齿轮处键 : 按照轮毂处的轴径及轴长选键 ， 1096 联结处的材料分别为 : 20轮毂 ) 、 45 钢 (键 ) 、 20 ) 此时 , 键联结合格 . (1)低速级大齿轮处键 : 按照轮毂处的轴径及轴长选键 长 1096 联结处的材料分别为 : 20轮毂 ) 、 45 钢 (键 ) 、 45(轴 ) 其中键的强度最低 ,因此按其许用应力进行校核 ,查手册其 10 3 1 0 0 6 022 33633 P ，该键联结合格 (2)联轴器处键 : 按照联轴器处的轴径及轴长选 键 16长 100,1096 联结处的材料分别为 : 45 钢 (联轴器 ) 、 45钢 (键 ) 、 45(轴 ) 其中键的强度最低 ,因此按其许用应力进行校核 ,查手册其 10 4 1 0 0 6 022 43134 pp ，该 键联结合格 . 8 减速器外形尺寸设计 箱体结构设计 根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级 21 齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中 a=225） 表 9 箱体结构尺寸 名称 符号 设计依据 设计结 果 箱座壁厚 = 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 箱盖壁厚 1 8 8 箱座凸缘厚度 b 盖凸缘厚度 12 箱座底凸缘厚度 脚螺栓直径 2 脚螺栓数目 n a 250 时， n=4 4 轴承旁联结螺栓直径 6 箱盖与箱座联接螺栓直径 d 2 (0.6)2 轴承端盖螺钉直径和数目 n (0.5)df,n 6,4 窥视孔盖螺钉直径 0.4) 定位销直径 d (d 2 8 轴承旁凸台半径 R1 6 凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为 准 34 外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+(5 10) 42 大齿轮顶圆距内壁距离 1 10 齿轮端面与内壁距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 m = m 轴承端盖凸缘厚度 t (1 0 轴承端盖外径 +(5 20 螺栓扳手空间与凸缘厚度 安装螺栓直径 8 12 外箱壁距离 3 16 18 22 至凸缘边距离 1 14 16 20 沉头座直径 0 24 26 32 9 联轴器的选择 22 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 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 K ， 计算转矩为 所以考虑选用弹性柱销联轴器 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 其主要参 数如下： 材料 称转矩 125 轴孔直径 81 ， 52 轴孔长 2 ， 01 装配尺寸 5 半联轴器厚 8 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 8 所以选用弹性柱销联轴器 其主要参数如下： 材料 称转矩 2000 轴孔直径 321 轴孔长 42 ， 071 装配尺寸 0 半联轴器厚 10 润滑与密封 23 1）减速器第一次使用时，当运转 150300以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每 5001000于每天工作时间不超过 8 12003000 2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不 同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。 3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。 4）工作中，当发现油温温升超过 80或油池温度超过 100及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现 的问题应做认真的记录。 选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。 其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。 11 毕业设计总结 经过了两个多月的 努力 ，我终于完成了 二级展开式直齿圆柱减速器的设计 的 毕业设计（一份设计说明书、 张（ 轮零件图各一张（ 。觉得 这是我在大学四年里真正用心努力去完成的一件作品。 从开始接到 设计 题目到 翻阅资料查找文献 ， 然后到设计流程的规划， 再到 设计说明书 的完成，每走一步对我来说都是新的尝试与挑战， 所以我很自豪地说 这是我在大学期间独立完成的最大的项目。 机械设计的毕业设计是一门理论与实践联系紧密的课程之一，自己通过老师给出的数据，计算出了结果，然后将结果用图的形式表现出来。平