〔大学论文〕二级圆柱齿轮减速器装配图和设计说明书（含word文档） .pdf

机械课程设计说明书 1 1.1. 设计任务书设计任务书 1) 设计任务 设计带式输送机的传动系统，要求传动系统中含有 v 带和两级圆柱 齿轮减速器。 2) 原始数据 输送带有效拉力f=46000n 输送带工作速度v=0.55 m/s （允许误差5%）; 输送机滚筒直径d=475 mm; 减速器设计寿命 5 年 3) 工作条件 两班制工作，常温下连续运转；空载起动，工作载荷有轻微振动；电 压为 380/220 v 的三相交流电源。 2.2. 传动系统方案的拟定传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示。 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过 v 带传动 2 将动力传入两级 圆柱齿轮减速器 3，再经过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输 送机 6 工作。传动系统中经 v 带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其 结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高 速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。 3.3. 电动机的选择电动机的选择 1) 电动机容量的选择 由已知条件可以算出工作机所需有效功率 机械课程设计说明书 2 pw= 1000 fv = 2.53kw 2）传动系统总效率 5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率； c联轴器效率，c=0.99； g闭式圆柱齿轮传动效率， g =0.97 b对滚动轴承效率，b=0.99； bv 带效率，v=0.94； cy输送机滚筒效率，cy=0.96； 估算传动系统总效率 =233445567w 式中23=v=0.94； 34=bg=0.990.97=0.9603; 45=bg=0.990.97=0.9603; 56=bc=0.990.99=0.9801; 7w=bcy=0.990.95=0.9504; 系统总效率 =233445567w =0.940.96030.96030.98010.9504=0.8074; 工作机所需要电动机功率pr= w p =3.14kw; 由文献1表 3-2 所列 y 系列三相异步电动机技术数据中 可以确定，满足 pmpr条件的电动机额定功率 pm应该取 为 4.0 kw。 2) 电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 d v n 60000 =22.132 r/min; 由文献1 表 3-2 初选同步转速为 1500 r/min 和 1000 r/min 的电动机，对应于额定功率 pm为 4.0kw 的电动机 型号应分别取为 y112m-4 型和 y132m1-6 型。把 y112m-4 型和 y132m1-6 型电动机有关技术数据及相应算得的总传 动比列于下表： 方案的比较方案的比较 方案电动机型号 额定功率 （kw） 同步转速 （r/min） 满载转速 （r/min） 总传 动比 iy112m-44.01500144065.07 iiy132m-64.0100096043.38 3) 电动机型号的选择 pw=2.53 kw pr=3.14 kw pm=4.0 kw y112m-4 pm=4.0 kw n=1440 r/min 机械课程设计说明书 3 对两级圆柱齿轮传动来说，方案 i 选用的电动机转速高、质量轻、 价格低，总传动比为 65.07，这对两级减速传动来说不算大，故方案 i 较合理。 选用 y 系列三相异步电动机，型号为 y112m-4，其主要性能数据如下： 电动机额定功率pm=4.0 kw 电动机满载转速nm=1440 r/min 电动机中心高h=112 mm 电动机轴伸直径d=28 mm 电动机轴伸长度e=60 mm 4.4. 传动比的分配传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比i= w m n n = 132.22 1440 =65.07； 由传动系统方案知 i12=1； 按表 3-1 查取 v 带传动的传动比 iv=i23=2-4 则 v 带传动比取为 i23=3.5； 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 i=i34i45=18.591； 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料 相同，齿面硬度 hbs350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接 近相等的条件，取高速级传动比： i34= i3 . 1=4.916 低速级传动比 i23= 12 i i = 18.591 4.916 =3.782 传动系统各级传动比分别为： i12=1；i23=3.5； i34=4.916；i45=3.782； 5.5. 传动系统的运动和动力参数计算传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 1 轴（电动机轴） n1= nm=1440 r/min； p1=pr=3.134 kw； i=65.07 i12=1 i23=3.5 i34=4.916 i45=3.782 n1=1440 r/min p1=3.134 kw t1=20.785 nm 机械课程设计说明书 4 t1=9550 1 1 p n =9550 3.134 1440 =20.785nm； 3 轴（减速器高速轴） n3= 1 23 n i = 1440 3.5 =411.429 r/min； p3=p113=3.1340.94=2.946 kw； t3=9550 3 3 p n =68.382 nm； 4 轴（减速器中间轴） n4= 3 34 n i = 411.429 4.916 =83.692 r/min； p4=p334=2.9460.9603=2.829 kw； t4=9550 4 4 p n =322.814 nm； 5 轴（减速箱低速轴） n5= 4 45 n i = 83.692 3.782 =22.132 r/min； p5=p445=2.8290.9603=2.717 kw； t5= 9550 5 5 p n =1172.39 nm； 6 轴（输送机滚筒轴） n6= 5 56 n i =22.132 r/min； p6=p556=0.9801x2.717=2.663 kw； t6=9550 6 6 p n =1149.090 nm； 将上述计算结果和传动比效率汇总如表： n3=411.429 r/min p3=2.946 kw t3=68.382 nm n4=83.692 r/min p4=2.829 kw t4=322.814 nm n5=22.132 r/min p5=2.717 kw t5=1172.39 nm n6=22.132 r/min p6=2.663 kw t6=1149.090 nm 机械课程设计说明书 5 1)低速级圆柱齿轮设计 （此处的下标 1 表示为小齿轮，2 为大齿轮） 1选择齿轮材料及热处理方式 小齿轮选用 45 号钢，调质处理，286229 1= hbs； 大齿轮选用 45 号钢，正火处理，230200 2 =hbs； 2确定许用接触应力 1hp 和 2hp lwn h h hp zzz min lim =mpa 取疲劳极限应力mpa h 620 1lim = mpa h 510 2lim = 根据接触应力变化次数 78 22 78 11 1051018 . 1 )530028(69.81160t60 1051033 . 4 )530028(63.300160t60 = = = = nan nan h h 按文献3取接触强度计算寿命系数 1n z=1， 2n z=1； 因 1 对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数 w z=1； 一般计算中取润滑系数 l z=1; 按文献3，当失效概率低于 1/100 时，取接触强度最 小安全系数1 min = h s。 将以上数值代入许用接触应力计算公式 轴 号 电动机两级圆柱齿轮减速器工作机 1 轴3 轴4 轴5 轴6 轴 转速 n(r/min)1440411.429 83.69222.13222.132 功率 p(kw)3.1342.9462.8292.7172.663 转矩 t(nm)20.78568.382322.8141172.891149.090 联接件传动件v 带齿轮齿轮联轴器 传动比 i3.54.9163.7821 传动效率0.940.96030.96030.9801 小齿轮： 45 钢调质 大齿轮： 45 钢正火 mpa hp 620 1 = mpa hp 470 2 = 机械课程设计说明书 6 lwn h h hp zzz min lim = 得mpa hp 620 1 = mpa hp 510 2 = 3按齿面接触强度条件计算中心距 a 3 2 2 2 ) 4 . 22 () 1( kt u zzzz ua hp he + 大齿轮转矩96.396 2 =tnm 理论传动比68. 3 2 =i 齿宽系数35. 0= a 初取载荷系数70. 1 =k 弹性系数8 .189= e zmpa 初取节点区域系数5 . 2= h z 初取重合度系数88. 0 = z 将以上数据带入公式 mm kt u zzz ua hp he 95.169 35. 0 96.3967 . 1 ) 51068. 3 88. 05 . 28 .1894 .22 () 168. 3 ( ) 4 .22 () 1( 3 2 3 2 22 = += + 按表取mma170 2 = 4确定主要参数和计算主要尺寸 模数 n m： mmmmmm mmam nn n 5 . 225 . 1 42170)02 . 0 01 . 0 ()02 . 0 01. 0( = = 齿数 21,z z： mma118 1 = mma170 2 = mmmn5 . 2= 机械课程设计说明书 7 94.10668 . 3 06.29 06.29 ) 168 . 3 (5 . 2 1702 ) 1( 2 12 1 = = + = + = uzz um a z n 经元整后取107,29 21 =zz 理论传动比68. 3 =ui 实际传动比 ：68. 3 1 2 12 = z z ui 传动比误差：%0 68. 3 68 . 3 68 . 3 = = i ii （在允许误差范围内） 分度圆直径 2, 1d d： mmzmd mmzmd n n 5 .2671075 . 2 5 .72295 . 2 22 11 = = 齿宽 21,b b： mmabb a 5 . 5935 . 0 170 2 = 取mmb60 2 = mmbb5550)105( 21 =+= 取mmb65 1 = 5确定载荷系数 k 使用系数 a k,按表 6-5， a k=1.0； 动载系数 v k，齿轮圆周速度 sm nd v/18. 1 100060 63.300044.4114. 3 100060 11 = = = 齿轮精度，参考表 6-6 取为 8 级精度， 按图 6-20，动载荷系数12 . 1 = v k，齿向载荷分布系数 20. 1= k， 76 16 2 1 = = z z =95.12 mmd mmd 95.194 044.41 2 1 = = mmb50 1 = mmb45 2 = 机械课程设计说明书 8 端面重合度 =1.88-3.2（ 1 1 z + 2 1 z ） =1.88-3.2（ 29 1 + 107 1 ）=1.74 当总重合度74. 1= 时，则齿间载荷分配系数 k=1.24，最后求得在和系数 43 . 1 22 . 1 12 . 1 05 . 1 1= k kkkk va 6验算齿面接触疲劳强度 按文献3,算得重合度系数 z=868. 0 3 74. 14 3 4 = = 316 . 1 88 . 0 7 . 1 077 . 1 868 . 0 43 . 1 2 2 2 2 = = zk kz 由于 2 2 zkkz= = = = nan nan h h 取弯曲强度计算系数1, 1 21 = ntnt yy 当5 n m时，尺寸系数1= x y, 按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数2= st y。 按文献3，当失效概率低于 1/100 时，取弯曲强度最小 安全系数1 min = f s。 k=1.667 机械课程设计说明书 9 代入公式 stxnt f f fp yyy s min lim = 得mpampa fpfp 420 ,480 21 = 8验算齿轮弯曲强度 yyyy mdb kt safa n f11 21 2 1 2000 = yyyy mdb kt safa n f22 22 2 2 2000 = 根据齿数：107,29 21 =zz。 按文献3，取齿形系数 fa y和应力修正系数 sa y分别为 80 . 1 ,63 . 1 ,17 . 2 ,52 . 2 2121 = sasafafa yyyy 按文献3算的重合度系数 68. 0 74 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 =+=+= a y 将以上数值代入应力计算公式 mpayyyy mdb kt safa n f 23.28 2000 11 21 2 1 = mpayyyy mdb kt safa n f 40.33 2000 22 22 2 2 = 因为 2211 , ffff = = = = nan nan h h 按文献3取接触强度计算寿命系数 1n z=1， 2n z=1； 因 1 对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数 w z=1； 一般计算中取润滑系数 l z=1; 按文献3，当失效概率低于 1/100 时，取接触强度最 小安全系数1 min = h s。 将以上数值代入许用接触应力计算公式 lwn h h hp zzz min lim = 得mpa hp 620 1 = 机械课程设计说明书 11 mpa hp 470 2 = 3按齿面接触强度条件计算中心距 a 3 2 2 2 ) 4 . 22 () 1( kt u zzzz ua hp he + 初取螺旋角=10， 大齿轮转矩33.112 2 =tnm 理论传动比76. 3 2 =i 齿宽系数35. 0= a 初取载荷系数75. 1 =k 弹性系数8 .189= e zmpa 初取节点区域系数475. 2 = h z 初取重合度系数80. 0 = z 初取螺旋角系数992 . 0 = z 将以上数据带入公式 mm kt u zzzz ua hp he 47.114 35. 0 33.11275. 1 ) 47079. 4 992. 08 . 0475. 28 .1894 .22 () 179. 4( ) 4 .22 () 1( 3 2 3 2 22 = += + 按表取mma118 1= 4确定主要参数和计算主要尺寸 中心距mma118 1= ，按表 42， 低速级mma170 2 = 模数 n m： mmmmmm mmam nn n 5 . 225 . 1 42200)02 . 0 01 . 0 ()02 . 0 01. 0( = = 机械课程设计说明书 12 齿数 21,z z： 初设=10 理论传动比76. 3 =ui 91.76 06.16 ) 179 . 4 (5 . 2 10cos1182 ) 1( cos2 12 1 = = + = + = uzz um a z n 经元整后取76,16 21 =zz 实际传动比 ：75. 4 1 2 12 = z z ui 传动比误差：%8 . 0 79 . 4 75 . 4 79 . 4 = = i ii （在允许误差范围内） 螺旋角： = = + = + = 95.12 9746. 0 1182 )7616(5 . 2 2 )( cos 21 a zzmn 在208范围内，取小齿轮右旋，大齿轮左旋 分度圆直径 2, 1d d： mm zm d mm zm d n n 95.194 9746. 0 765 . 2 cos 044.41 9746. 0 165 . 2 cos 2 2 1 1 = = = = 齿宽 21,b b： mmabb a 3 . 4135 . 0 118 2 = 取mmb45 2 = mmbb5550)105( 21 =+= 取mmb50 1= 5确定载荷系数 k 机械课程设计说明书 13 使用系数 a k,按表 6-5， a k=1.0； 动载系数 v k，齿轮圆周速度 sm nd v/09. 3 100060 1440044.4114. 3 100060 11 = = = 齿轮精度，参考表 6-6 取为 7 级精度， 按图 6-20，12 . 1 = v k，齿向载荷分布系数20. 1= k， 端面重合度 =1.88-3.2（ 1 1 z + 2 1 z ）cos =1.88-3.2（ 16 1 + 76 1 ）cos12.95=1.596 纵向重合度 = n m b sin =1.284 总重合度 = + =2.88， 则齿间载荷分配系数 k=1.24 最后求得在和系数 667 . 1 24 . 1 20 . 1 12 . 1 1= k kkkk va 6验算齿面接触疲劳强度 节点区域系数，按图 6-30， h z=2.47 重合度系数 z= 1 =0.791 螺旋角系数 z=cos=0.987 75 . 6 )992 . 0 8 . 0475 . 2 (75 . 1 )( 120 . 6 )987 . 0 791 . 0 47 . 2 (667 . 1 )( 22 22 = = zzzk zzzk h h 由于 22 )()( zzzkzzzk hh = = = = nan nan h h 取弯曲强度计算系数1, 1 21 = ntnt yy 当5 n m时，尺寸系数1= x y, 按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数2= st y。 按文献3，当失效概率低于 1/100 时，取弯曲强度最小 安全系数1 min = f s。 代入公式 stxnt f f fp yyy s min lim = 得mpampa fpfp 380 ,460 21 = 8验算齿轮弯曲强度 yyyy mdb kt safa n f11 21 2 1 2000 = yyyy mdb kt safa n f22 22 2 2 2000 = 根据当量齿数： 7863.77cos/ ,1734.16cos/ 3 22 3 11 = = zz zz v v 按文献3，取齿形系数 fa y和应力修正系数 sa y分别为 82 . 1 ,63 . 1 ,18 . 2 ,47 . 2 2121 = sasafafa yyyy 按文献3算的重合度系数 72 . 0 596 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 1 =+=+= a fa y 机械课程设计说明书 15 按文献3，当纵向重合度284 . 1 = 时， 螺旋角系数79 . 0 = y。 将以上数值代入应力计算公式 mpayyyy mdb kt safa n f 72.39 2000 11 21 2 1 = mpayyyy mdb kt safa n f 46.38 2000 22 22 2 2 = 因为 2211 , ffff =298. 0/x=0.56y =2.09, 径向当量动载荷5 . 1= p f n lplpc n fyfxfp rrjs parr 14.20783) 10(81.1629 81.16295 . 1)63.27309 . 2 02.91956 . 0 ( )( 3 1 6 3 11 = = = =+= += 因为 js c r c 所以选深沟球轴承 6206 gbt27694 满足要求。 相关数据如下： d=72 mmb=19 mm37 min = a dmm 2)中间轴（2 轴）上滚动轴承的选择 选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为24000= h lh。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力30.2382= r fn 6307 gbt27694 6208 gbt27694 6329 gbt27694 机械课程设计说明书 26 轴向力98.264= a fn 工作转速63.300=nr/min 初选轴承 6307 gbt27694(参见附录 e-2) 基本额定动载荷= r c33.2 kn 基本额定静载荷= r c019.2 kn 014. 0/= ora cfe=0.205 eff ra =104. 0/x=1y =2 径向当量动载荷5 . 1= p f n lplpc n fyfxfp rrjs parr 49.27032) 10 63.3002400060 (45.3573 35735 . 1)98.264030.23811 ( )( 3 1 6 3 11 = = = =+= += 因为 js c r c 所以选深沟球轴承 6307 gbt27694 满足要求。 相关数据如下： d=80 mmb=21 mm44 min = a dmm 3)低速轴（3 轴）上滚动轴承的选择 选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为24000= h lh。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力55.2114= r fn 工作转速69.81=nr/min 初选轴承 6239gbt27694(参见附录 e-2) 基本额定动载荷= r c31.5 kn 径向当量动载荷5 . 1= p f 机械课程设计说明书 27 n lplpc nffp rrjs prr 26.15541) 10 69.812400060 (825.3171 825.31715 . 155.2114 3 1 6 3 11 = = = = 因为 js c r c 所以选深沟球轴承 6239gbt27694 满足要求。 相关数据如下： d=85 mmb=19 mm52 min = a dmm 8.8. 键联接和联轴器的选择键联接和联轴器的选择 1) 高速轴（1 轴） 由前面的计算结果知：工作转矩 t=24.42 nm， 工作转速1440=nr/min 选择工作情况系数k=1.75 计算转矩74.4242.2475 . 1 =kttcnm 选 tl 型弹性套柱销联轴器。 按附录 f，选用 tl4 联轴器， 型号为: 4425 6228 ja zc gb432384 许用转矩t=63 nm,许用转速n=5700 r/min. 因 c tt,nn,故该联轴器满足要求。 选 a 型普通平键： mmd25 11= mml44 11 = mml3530)105(40 21 = 初选键：b=8 mm，h=7 mm，l=34 mm，l=26 mm 参考文献5表 4-3-18，=110mpa，=90mpa 由表 4-3-16， 47.21 26725 42.2440004000 = = = dhl t p mpa 39. 9 26825 42.2420002000 = = dbl t mpa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 2) 中间轴（2 轴）上键联接的选择 由前面的计算结果知： 工作转矩t=112.33 nm 机械课程设计说明书 28 选 a 型普通平键。 高速极大齿轮连接键： mmlmmd40,40 2121 = mml3530)105(40 21 = 初取：b=12 mm，h=8 mm，l=32 mm，l=20 mm 键 1232 gb109679 参考文献5表 4-3-18，=110 mpa，=90 mpa 由表 4-3-16， 21.70 20840 33.11240004000 = = = dhl t p mpa 40.22 201240 33.11220002000 = = dbl t mpa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 低速级小齿轮： mmlmmd65,40 2222 = mml6055)105(65 22 = 初取：b=12 mm，h=8 mm，l=56 mm，l=44 mm 键 1280 gb109679 参考文献5表 4-3-18，=110 mpa，=90 mpa 由表 4-3-16， 91.31 44840 33.11240004000 = = = dhl t p mpa 64.10 441240 33.11220002000 = = dbl t mpa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 3) 低速轴（3 轴）上键联接和联轴器的选择 由前面的计算结果知： 工作转矩t= 396.96nm 齿轮连接处选 a 型普通平键： mmlmmd60,56 3131 = mml5550)105(60 31 = 初取：b=16 mm，h=10 mm，l=50 mm，l=34 mm 键 1650 gb107679 参考文献5表 4-3-18，=110 mpa，=90 mpa 由表 4-3-16， 39.83 341056 96.39640004000 = = = dhl t p mpa 机械课程设计说明书 29 06.26 341656 96.39620002000 = = dbl t mpa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 联轴器设计，由前面的计算结果知： 选择工作情况系数 k=1.75 计算转矩68.69496.39675 . 1 =kttcnm 选 hl 型弹性套柱销联轴器。 按文献6中表 17-9，选用 hl4 联轴器， 型号为: 11242 11245 ja zc gb432384。 许用转矩t=1250 nm ,许用转速n=4000 r/min. 因 c tt,nn,故该联轴器满足要求。 联轴器处选 a 型普通平键 mmlmmd84,35 3232 = mml7974)105(84 32 = 初取：b=10 mm，h=8 mm，l=74 mm，l=64 mm 键 1074 gb107679 参考文献5表 4-3-18，=110 mpa，=90 mpa 由表 4-3-16， 61.88 64835 96.39640004000 = = = dhl t p mpa 44.35 641035 96.39620002000 = = dbl t mpa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 9.9. 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计 箱体有关尺寸： 箱体壁厚：mma83025. 0=+= 箱盖壁厚：mm8 1= 箱座凸缘厚度：mmb12= 箱盖凸缘厚度：mmb12 1 = 箱座底凸缘厚度：mmp205 . 2= 箱座上的肋厚：mmm8 . 685. 0= 箱盖上的肋厚：mmm8 . 685. 0 11 = 机械课程设计说明书 30 地脚螺栓直径： 16,16 ,12.1610036. 0 mmmd mmad = =+= 地脚螺栓数目：6=n 螺栓通孔直径：mmd20 = 螺栓沉头座直径：mmd45 0 = 地脚凸缘尺寸：mmlmml35,27 21 = 轴承旁联接螺栓直径：12,1275. 0 1 mmmdd= 螺栓通孔直径：mmd5 .13 1= 螺栓沉头座直径：mmd26 0 = 剖分面凸缘尺寸：mmcmmc16,20 21 = 上下箱联结螺栓直径： 10 , 6 . 98)6 . 05 . 0( 2 m dd= 螺栓通孔直径：mmd9 2 = 螺栓沉头座直径：mmd20 0 = 剖分面凸缘尺寸：mmcmmc12,15 21 = 定位销直径： mmd dd 6 4 . 66 . 5)8 . 07 . 0( 3 2 3 = = 轴承旁凸台半径：mmr20 1= 大齿轮顶圆与内箱壁距离mm10 1 = 箱体外壁至轴承座端面距离 mmcck47)85( 21 =+= 剖分面至底面高度：mmah180)2 . 11 (= 轴承盖： 1 轴： ,62,10,1125 . 2 925 . 2, 8,72 4302 303 =+= =+= demmddd mmdddmdmmd 机械课程设计说明书 31 2 轴： ,68,10,1205 . 2 ,1005 . 2, 8,80 4302 303 mmdemmddd mmdddmdmmd =+= =+= 3 轴： ,75,101255 . 2 ,1055 . 2, 8,85 4302 303 mmdmmeddd mmdddmdmmd =+= =+= 10.10.润滑方式、润滑剂及密封装置的选择润滑方式、润滑剂及密封装置的选择 齿轮采用脂润滑,工业闭式齿轮油，gb 5903-95，粘度 牌号：l-ckb150，运动粘度 135165 mm/s(40)，倾点-8 ,粘度指数大于 90 轴承采用脂润滑,通用钾基润滑脂，gb 7324-94，代号 1 号，滴点大于 170，工作锥入度 3134 mm（25，150g）密封用毡圈密封。 11.11.设计小结设计小