机械设计课程设计-同轴式二级齿轮减速器.docx

燕山大学课程设计报告燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 同轴式二级齿轮减速器 全套图纸加扣 3012250582 学 院： 机械工程学院 年级专业： 13级机控1班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 机械设计课程设计任务书一、 设计题目：带式输送机传动装置二、 传动装置简图： 三、 原始数据要求：F=1678N D=0.20 m V=0.60 m/s四、 其他条件： 使用地点：室外 生产批量：小批 载荷性质：微振 使用年限：五年一班五、 完成期限：4周六、 工作计划及工作量：1、传动方案及总体设计计算 2天2、装配草图 8天3、装配图抄正 5天4、零件图 2天5、编写说明书 2天6、答辩 1天七、参考资料：1、许立中.周玉林. 机械设计.北京:机械工业出版社.20032、韩小娟. 机械设计课程设计指导手册.北京:中国标准出版社.20083、龚湘义,潘沛霖等. 机械设计课程设计图册.北京:高等教育出版社.2006 指导教师：目录机械设计课程设计任务书21、项目设计目标与技术要求52、传动系统方案制定与分析53、传动方案的技术设计与分析73.1 电动机选择与确定73.2 传动装置总传动比确定及分配84 关键零部件的设计与计算94.1 设计原则制定94.2齿轮传动设计方案104.4第二级齿轮传动设计计算144.5 轴的初算144.6 键的选择及键联接的强度计算154.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式165 传动系统结构设计与总成175.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范175.1.2.1高速轴结构设计与方案分析：175.3 主要零部件的校核与验算18。226主要附件与配件的选择246.1联轴器选择246.2 润滑与密封的选择246.4 油标尺256.5 螺栓及吊环螺钉256.6放油孔及螺塞266.7其它267 零部件精度与公差的制定267.1 精度设计制定原则277.2 减速器主要结构、配合要求277.3减速器主要技术要求278 项目经济性与安全性分析288.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性288.2 减速器总重量估算及加工成本初算288.3安全性分析288.4 经济性与安全性综合分析289 设计小结2910、参考文献301、项目设计目标与技术要求 任务描述 设计题目：带式输送机传动装置 设计带式输送机传动装置，用以满足工作中的使用需求。该装置由原动机、传动装置和工作机三部分组成。设计的主要任务是对传动装置的设计，它的重量和成本在机器中占有很大的比重其性能和质量对机器的工作影响也较大，根据具体的要求选用合理的方案。选用合适型号的电动机，根据电动机转速与所要求的工作机工作状态，确定总传动比，按照传动比分配原则选定各级传动比，计算传动装置的运动和动力参数，设计传动装置主要工作结构以及外形结构。 技术要求 原始数据要求： F=1678N D=0.20 m V=0.60 m/s 使用地点：室外 生产批量：小批 载荷性质：微振 使用年限：五年一班 2、传动系统方案制定与分析 常见的传动形式包括带传动、链传动、直齿轮传动、斜齿轮传动、锥齿轮传动、蜗轮蜗杆传动等等。 带传动 优点:1,可用于两轴中心距离较大的传动;2,带具有弹性,可缓和冲击和振动载荷,运转平稳,无噪声;3,当过载时,带即在轮上打滑,可防止其他零件损坏;4,结构简单,设备费低,维护方便。 缺点:1,传动的外廓尺寸较大;2,由于带的弹性滑动,不能保证固定不变的传动比;3,轴及轴承上受力较大;4,效率较低;5,带的寿命较短,约为3000到5000h 虽然带传动具有传动平稳的优点，但是寿命较短、传动装置外廓尺寸过大以及不能保证固定传动比的缺点表明带传动并不适合运用于该种情况。同时链传动具有与带传动类似的优缺点，虽然可以保证固定的传动比但是由链传动引起的剧烈的振动并不符合微振的条件因此也一并弃选。齿轮传动 优点：1，能够保证传动比不变；2，使用载荷与速度范围广;3,结构紧凑；4，效率高；5，工作可靠且寿命长 缺点：1，对制造和安装精度要求较高；2，两轴间距较大时采用齿轮传动较笨重。 而齿轮传动又包括直齿轮传动、斜齿轮传动、锥齿轮传动以及蜗轮蜗杆传动。 直齿轮与斜齿轮同属圆柱齿轮传动，而二者相比较下斜齿轮具有传动更为平稳、效率强度更高等优点，因此若采用圆柱齿轮传动方案首选斜齿轮传动。 锥齿轮传动结构为高速级为圆锥齿轮传动，低速级为圆柱齿轮减速器的二级齿轮减速器 该方案在高速级使用圆锥齿轮传动，轴向力较小，而且两级均为齿轮传动，传动比准确，可加工为鼓形齿，以减小载荷分布不均现象。但圆锥齿轮加工困难，而且精度低，无法完成大功率传动。而且在本次任务中，没有改变轴方向的必要，因此不选用此方案。 而蜗轮蜗杆传动所具备的最大优点就是能够实现较大的传动比，同时具有反向自锁功能，美中不足的是体积比较大且传动效率不高，精度不高。因此对于该工况我在三者间选择圆柱斜齿轮传动作为传动方案，发挥圆柱齿轮制造成本低、寿面较长的优点。 二级圆柱齿轮又分为展开式二级圆柱齿轮减速机以及同轴式二级齿轮减速机， 展开式减速器二级展开式圆柱齿轮传动特点传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长。如果作为减速器结构较复杂，横向尺寸较小，轴向尺寸较大，间轴较长，刚度差，中间轴轴润滑较因难。 为了保证较小的轴向尺寸以及足够的刚度，选择二级同轴式作为最终方案。3、传动方案的技术设计与分析3.1 电动机选择与确定3.1.1 电动机类型和结构形式选择按工作要求和工作条件，选用Y系列三相笼型异步电动机全封闭自扇冷式结构3.1.2 电动机容量确定 电动机的输出功率为 Pw= 1.05kw 2. 传动装置总效率 式中，为联轴器效率（弹性联轴器）=0.98；为齿轮传动效率（8级精度齿轮传动）=0.97；为轴承效率（滚动轴承）=0.99则有 a=0.873所以 =1.202 kW3.1.3 电动机转速选择 卷筒轴工作转速为 n= =57.3 r/min按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器 =840，故电动机转速可选范围为=(840)57.3=458.42292（r/min）符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min 。综合考虑电动机的传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机，型号为Y112M-6，其主要性能如下表电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速/ (r/min)Y112M-62.210009402.02.23.2 传动装置总传动比确定及分配3.2.1 传动装置总传动比确定电动机满载转速=940 r/min 因此总传动比为=940/57.3=16.43.2.2 各级传动比分配 对于两级同轴式圆柱齿轮减速器，其传动比可按下式分配i1=4.05取=4.05 =4.054 关键零部件的设计与计算 4.1 设计原则制定 选择齿轮材料时通常先估计毛坯的制造方法。当齿轮直径d500mm时根据制造条件，可以选用锻造或铸造毛坯；当d500mm时多用铸造毛坯。小齿轮根圆直径与轴径接近时齿轮与轴可制成一体，此时所选材料应兼顾轴的要求。材料选定后应根据毛坯尺寸确定材料机械性能，以进行齿轮强度计算。同一减速器中的各级小齿轮（或大齿轮）的材料应尽可能一致，以减小材料牌号和工艺要求。1.各轴转速轴（r/min） 轴=940/4.05=232.1（r/min）轴 =232.1/4.05=57.3（r/min） 卷筒轴=57.3（r/min）2. 各轴输入功率轴 =1.185kw轴 =1.161kw轴 =/=1.104kw 3. 各轴输入转矩 ： 轴 =1.21104 Nmm轴 = =46.58104 Nmm轴 = =17.9104 Nmm运动和动力参数计算结果整理于下表轴号功率P/kW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率轴1.18512.19404.050.96轴1.16145.68232.14.050.96轴1.10417957.34.2齿轮传动设计方案 4.3.2.1 第一级齿轮传动参数设计 a选择材料、精度及参数1）选取齿轮的材料、热处理方法及齿面硬度 小齿轮选用45钢，调质，=240 HBS；大齿轮选用45钢，正火，=200 HBS 。-=240-200=40 HBS ，合适。2）选取精度等级 初选8级精度，按GB/T 10095 。3）选取齿数 选小齿轮齿数=28 ；大齿轮齿数Z2=Z1i 取Z2=114，u=87/20=4.04 传动比误差为 100=0.2%，在允许范围内。4) 选取螺旋角 初选=15。齿宽系数d=0.8（轴承相对齿轮不对称布置）。b. 按齿面接触强度设计1) 确定载荷系数K 使用系数：KA=1.01；动载系数：估计圆周速度v=4 m/s，=0.8 m/s ，则动载系数KV=1.01;齿间载荷分配系数 = 1.88-3.2 ( 1/281/114) =1.88-3.2(1/28+1/114)0.983=1.678 =0.983=+=1.678+1.911=3.589查图，齿间载荷分配系数=1.40齿向载荷分布系数=1.09=4.4682）计算转矩 T1=12.1 Nm =1.21104 Nmm3）查得区域系数 ZH=2.464）重合度系数因1 ，取=1，=0.7725）螺旋角系数 =0.983查得弹性影响系数ZE=189.8 6）查得接触疲劳极限应力 =580 MPa 接触疲劳极限应力 =450 MPa7） 计算应力循环次数 N1=60 n1jLh=609401（83005）=6.768108N2=1.671108 8）查得寿命系数 KHN1=1.06 ； KHN2=1.12 （允许有点蚀）。9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ，安全系数S=1.=KHN1=1.06580 MPa =614.8 MPa=KHN2=1.12450 MPa =504 MpaH取二者中较小者，即H=504 Mpa10）试算小齿轮分度圆直径d1由公式(6-13)得d1 60.4mm11） 计算圆周速度 =60.4= 0.734m/s12） 修正载荷系数 按=0.73428/100=0.2, 由图查得动载系数 =1.0113） 校正试算的分度圆直径d1 = =60.4 mm14） 计算法向模数 =2.08mm 圆整成标准值，取mn=2 mm15） 计算中心距 =146.02 mm 圆整取a=150 mm16） 按圆整后中心距修正螺旋角 =184749”值改变不多，参数、ZH不必修正。17） 计算分度圆直径d1=59.6mmd2 =241 mm18） 计算齿轮宽度 = 47.4mm圆整取=47mm ， =+5=53 mm4.3.2.2 第一级齿轮传动强度校核 1) 重合度系数 =0.25+=0.6972) 螺旋角系数 =0.7613) 计算当量齿数 =31.1 =120.64) 查取齿形系数 查得 YF1=2.53 YF2=1.635) 查取应力修正系数 查得YS1=1.63 YS2=1.856) 查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 查得 =480 MPa =350MPa 按N1=6.786108 N2=1.671108分别查得 7) 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 得 F1=KFN1Flim1=480 MPa F2=KFN2Flim2=350 MPa8) 计算弯曲应力 F1=38.517MPa F2=38.517=34.443 MPa ，合适 4.4第二级齿轮传动设计计算 4.4.2.1 第二级齿轮传动参数设计 一级传动件与二级传动件除齿厚外其他参数相同， =26.5mm =23.5mm4.5 轴的初算 轴最小直径dmin的确定（轴选45钢） =12.1mm为能与联轴器配合以及更好的满足强度要求，圆整取d1=16mm2. 轴轴最小直径初步估算 轴最小直径dmin的确定（轴材料为45钢） = 19.15 mm 参考轴承型号 圆整取d1=25 mm轴最小直径dmin的确定（轴材料为45钢） =30.13mm 为能与联轴器配合以及更好的满足强度要求，圆整取为34mm 4.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择 常用键包括普通平键、斜键以及半圆键，考虑到经济性在此采用普通平键就可满足工况所需要求。4.6.2 键联接的强度计算根据轴径选择键的型号a. 高速轴 与联轴器配合的联接键型号选择为 87b. 中速轴 与齿轮配合的联接键型号选择为 108c. 低速轴 与齿轮配合的联接键型号选择为128低速轴齿轮与轴的联接键键宽b=12 mm ，高h=8 mm ，长l=50mm 键的接触长度l=l-b=38 mm 查表取联接的许用挤压应力 MPa（载荷微振，取小值）联接能传递转矩为=212.8 179.4 4.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式 由于所选齿轮为斜齿轮，因此会产生轴向力，需要使用能够承担轴向负载的滚动轴承，满足这一条件的不仅有滚子轴承，深沟球轴承也可满足要求。但是考虑到滚子轴承的效率较低，且深沟球轴承也满足以上条件，因此兼顾以上考虑以及经济性原则，暂采用深沟球轴承。 根据实际工作情况来看，轴承对齿轮的支撑条件为不对称支撑。5 传动系统结构设计与总成5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范5.1.1装配图整体布局详见caxa电子图5.1.2 轴系结构设计与方案分析 5.1.2.1高速轴结构设计与方案分析： 已知dmin=16mm +（1） d2=d1+（13） 根据轴承型号取d3=20mm d4=d3+（13）=22mm由于轴径与齿轮直径相差较大，另考虑到降低制造难度故采取配合式，取=d4+（13）=24mmd6=30mmd7=d3=20mm 5.1.2.2中间轴结构设计与方案分析： 已知dmin=25mm d2=d1+3=28 mm d3=d2=36mm（齿轮3的顶圆直径）d4=d2=28 mm d5=d1=25 mm 5.1.2.3低速轴结构设计与方案分析： 已知dmin=34mm 根据轴承型号取=40 mm =+（13）=42 mm 为了对d=40mm轴承进行轴向定位取=53mm =40mm 对于同轴式来说输入轴与输出轴需要有支撑结构，根据设计图册所提供资料选取外装刮油板的方案。5.3 主要零部件的校核与验算 5.3.1 轴系结构强度校核 轴结构见图a)a)轴结构图a.计算齿轮受力 斜齿圆柱齿轮螺旋角为184749，直径 mm 转 矩 =179.2 =17.9104圆周力 =1485.4N径向力 =559.67N轴向力 N带轮作用在轴上的力Q=1487 N由此可画出低速轴受力图，如图b)b.计算轴承反力水平面 NN垂直面 N Nc.画出水平弯矩Mxy图图c)，垂直面变矩Mxz图图d），和合成弯矩图图e）。d.画出轴的转矩T图图f)，T=210000 210000合成弯矩图（e）竖直面弯矩图（d）水平面弯矩图（c）低速轴受力图（b）扭矩图（f）e. 判断危险截面初步分析，R2所在截面有较大应力和应力集中，对其进行安全系数校核。f. 轴材料为45钢调质， MPa MPa 求疲劳极限 =0.45650=293 MPa =0.81650=527 MPa =0.26650=169 MPa =0.50650=325 Mpa由式 得 g. 求R2截面的应力 弯矩 M1=173049 = MPa = =16.41 MPa =8.2 MPah. 求R2截面的有效应力集中系数 因在此截面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=1mm，其应力集中可查表 由 MPa 查得 i. 求表面状态系数及尺寸系数 查得=0.92（Ra=3.2m ， MPa） j. 求安全系数（设为无限寿命，kN=1）=综合安全系数 =S=1.5根据校核，R2截面足够安全。 。5.3.2 滚动轴承的寿命计算（低速级） 因轴径的设计是根据轴承尺寸而定，故高速级滚动轴承型号暂定为6204，低速级滚动轴承型号暂定为6208a. 确定轴承载荷 轴承径向载荷 =1530.67 N 轴承径向载荷 =2899.57 N轴承轴向载荷 Fa2=513.63N Fr2Fr1，只校核轴承b. 查取径向系数X和轴向系数Y轴承 =根据=0.054查得界限值e=0.26=0.178e ，X=1 ，Y=0c. 计算当量动载荷由P=fp(XFr+YFa),取fp=1.2（传动装置）得 P=1.2Fr2=3479.484 Nd. 计算轴承基本额定寿命 由公式 得 =13892.63 h减速器寿命为五年一班，工作总时长为12000h ，故轴承寿命足够满足使用年限。6主要附件与配件的选择6.1联轴器选择a. 高速轴联轴器 根据输入轴轴径和转矩选择GY型刚性固定式联轴器，额定转矩为25，许用转速为12000r/min，材料为钢，轴孔直径为16mm，轴孔长度为30mm。 b. 低速轴联轴器根据输入轴轴径和转矩选择GY型刚性固定式联轴器，额定转矩为224，许用转速为9000r/min，材料为钢，轴孔直径为35mm，轴孔长度为60mm。6.2 润滑与密封的选择6.2.1 润滑方案对比及确定。1. 润滑方式高速级齿轮的圆周速度=59.6=2.933 m/s由于圆周速度较大故采用稀油润滑。6.2.2 密封方案对比及确定。 由于工作环境在室外，因此不能采用油沟密封。另一方面因为采用的是稀油润滑所以不可使用毡圈密封，故高速轴和低速轴均采用橡胶密封圈。6.3 通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。所以多在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体逸出，以保持箱体内外压力均衡，提高箱体缝隙处的封闭性。箱体设计过程中，选用窥视孔盖规格为150110mm。工作条件为室外，考虑到日益恶化的室外环境，为防止灰尘等异物进入箱体，破坏啮合区润滑，则需要使用加装金属滤网的复杂通气器。最终使用的通气器结构如下。 6.4 油标尺常用的游标尺有杆式游标尺、圆形游标尺、长型游标尺、油面指示螺钉等。其位置位于便于观测减速器油面及油面稳定之处（如低速级齿轮附近）最常用的是带有螺纹部分的杆式游标尺。在不方便使用游标尺的结构中，可使用油面指示螺钉来观察油面高度。在所设计的减速器中，箱体内部空间足够，选用带有螺纹部分的杆式游标尺来检测油面高度。其结构如上图示。6.5 螺栓及吊环螺钉为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有吊环螺钉或铸造出吊耳结构，并在箱座上铸出吊钩。在本次设计中选用吊耳结构。箱座上吊耳结构对称分布在两侧，以便搬运时保持平衡。其结构示意图如下。名称符号尺寸地脚螺栓16轴承旁螺栓12箱盖与箱座联接螺栓10检查孔盖螺栓直径66.6放油孔及螺塞放油孔的位置在油池的最低处，所在位置减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M161.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用的石棉橡胶纸。6.7其它箱体壁厚尺寸及其他附件尺寸如下表所示名称符号尺寸箱座壁厚 10 箱盖壁厚10箱座凸缘厚度b15箱盖凸缘厚度15箱座底凸缘厚度22.5箱座、箱盖肋厚 m8.5外箱壁至轴承座端面距离41凸台高度h25大齿轮顶园与内箱壁距离15齿轮端面与内箱壁距离10定位销直径d6 7 零部件精度与公差的制定7.1 精度设计制定原则1）尺寸精度设计原则（选择公差等级原则）a. 在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级。（主要原因是在公称尺寸相同的条件下，公差值越小生产成本越高。因此，在选择公差等级时，必须具有全面观点，要防止“精度越高越好”。所以在保证使用性能的前提下，尽量选用较低的公差等级，以降低生产成本）b. 在尺寸至500mm的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时（即IT7、IT6、IT5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴6 、孔6/轴5、等等。当孔的精度等级低于IT8时，孔与轴同级。公称尺寸大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。（2）形位公差的设计原则a. 在选择形位公差值时，总的原则仍然是在满足使用要求的前提下，尽量选择低的形位公差等级，以降低生产成本。同时应兼顾：1）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之间虽然没有一个确定的比例关系，但一般情况下应注意它们之间的协调，即尺寸公差值位置公差值形状公差值粗糙度数值。2）对于结构复杂，刚性较差或不易加工与测量的零件（如细长轴和孔，距离较大的孔等），可降低等级1-2级。 7.2 减速器主要结构、配合要求（1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔制过渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。（2）滚动轴承内圈与轴颈采用基孔制，但内圈公差带是上偏差为0，下偏差为负，所以，轴颈的公差带要比通常的紧，选择k6，实际上是过盈配合。外圈与机座孔的配合采用基轴制，机座孔用H7。（3）端盖与机座孔之间用f9。（4）联轴器的配合与齿轮相同。（5）滚动轴承的形位公差-圆柱度，一定要查互换性书88页表4-18 轴颈和外壳孔的形位公差。 7.3减速器主要技术要求1. 减速器箱体采用铸铁HT250铸成，采用剖分式结构。2. 在箱盖上装有启盖螺栓，以便于拆卸。3. 在轴承座附近有加强肋来保证轴承座刚度。4. 由于传动件的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。5. 窥视孔盖长度150mm以便手能伸入操作。6. 装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂上不被机油侵蚀的涂料两次。8 项目经济性与安全性分析8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性减速器中主要铸件选用灰铸铁HT150，其外形为铸造成型，只有配合面为加工表面，降低了加工成本，非必要加工表面均略去工艺加工步骤，节约了生产资源。齿轮选用45钢，小批量生产采取自由锻的加工方式，并保证轮齿啮合区表面精度。在与轴配合面上精度要求较高。本减速器为常规机械，没有对材料及工艺的特殊要求，故而普通材料及加工工艺可以满足要求，并且在保证使用需求的的条件下降低加工标准以降低成本。8.2 减速器总重量估算及加工成本初算利用三维绘图软件对所设计的减速器按照1：1比例进行三维建模，依次绘出各个非标准零件后进行装配并对其测量，得到其体积为0.01404m3，密度按照7.8103kg/m3进行计算，得到其质量大约为109.5kg。考虑到原料价格以及工艺加工难度，该减速器制造批量为小批量，按照均价3.2万/吨计算的，该减速器成本为3505元。8.3安全性分析（1）驱动力安全裕度：安全裕度为可以承受的最大值减去实际值后占实际值的百分比，驱动力安全裕度要从电机选取值进行计算。所选电机额定功率为1.5kw，而传动机构实际需要功率为1.33kw，安全裕度=14.5，满足产品安全裕度要求。（2）安全系数 在进行传动件设计时，齿轮按齿面接触疲劳强度设计，其疲劳强度安全系数取SH=1，按齿根弯曲疲劳强度校核，取其安全系数SF=1。齿轮的安全系数是按其材料疲劳极限实验所取定的实效概率计算的，取其安全系数为1即可满足安全性要求。轴按最小切应力法进行设计，输出轴按照安全系数法进行强度校核。安全系数法校核所得安全系数为4.4，大于许用安全系数s=1.31.5，所以，输出轴的强度设计留有很大的裕度，安全性完全可以保证。8.4 经济性与安全性综合分析 以提高低速级齿轮的安全系数为例分析经济性与