联轴器-二级圆锥-直齿圆柱-联轴器.docx

第一章 设计任务书21.1设计题目21.2设计步骤2第二章 传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案的优缺点3第三章 电动机的选择33.1选择电动机类型33.2选择电动机的容量33.3确定传动装置的效率33.4确定电动机参数43.5确定传动装置的总传动比和分配传动比43.6.1总传动比的计算43.6.2分配传动装置传动比4第四章 计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数54.3中间轴的参数54.4低速轴的参数5第五章 减速器高速级齿轮传动设计计算55.1校核齿根弯曲疲劳强度95.2计算锥齿轮传动其它几何参数10第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算116.1选精度等级、材料及齿数116.2按齿面接触疲劳强度设计116.3按齿根弯曲疲劳强度设计136.4几何尺寸计算156.5校核齿根弯曲疲劳强度156.6齿轮参数和几何尺寸总结16第七章 轴的设计167.1高速轴设计计算167.2中间轴设计计算207.3低速轴设计计算24第八章 滚动轴承寿命校核288.1高速轴上的轴承校核288.2中间轴上的轴承校核298.3低速轴上的轴承校核30第九章 键联接设计计算319.1高速轴与联轴器配合处的键连接319.2与配合处的键连接319.3中间轴与齿轮2配合处的键连接319.4中间轴与齿轮3配合处的键连接329.5低速轴与齿轮4配合处的键连接329.6低速轴与联轴器配合处的键连接32第十章 联轴器的选择3210.1高速轴上联轴器3210.2低速轴上联轴器33第十一章 减速器的密封与润滑3311.1减速器的密封3311.2减速器的润滑3411.3齿轮的润滑3411.4轴承的润滑34第十二章 减速器附件设计3412.1轴承端盖3412.2油面指示器3412.3放油孔及放油螺塞3512.4窥视孔和视孔盖3512.5定位销3512.6启盖螺钉3512.7螺栓及螺钉36第十三章 减速器箱体主要结构尺寸36第十四章 拆卸减速器3614.1分析装配方案3714.2分析各零件作用、结构及类型3714.3减速器装配草图设计3714.4完成减速器装配草图3814.5减速器装配图绘制过程3814.6完成装配图39第一章 设计任务书1.1设计题目 二级圆锥-直齿圆柱减速器，拉力F=2200N，速度v=1m/s，直径D=250mm，每天工作小时数：20小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：360天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.减速器齿轮传动设计计算 6.传动轴的设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体结构设计第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案的优缺点 二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2选择电动机的容量3.3确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆锥齿轮的传动效率：=3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率：4=0.98 工作机效率：5=0.97 故传动装置的总效率3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率Pd=P/a=2.53kW 经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6-16因此理论传动比范围为：6-16。可选择的电动机转速范围为459-1223r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比3.6.1总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nm/nw=12.5613.6.2分配传动装置传动比 i1=2.5（锥齿轮传动比范围2-3） 则低速级的传动比为i2=5.02 减速器总传动比ib=i1i2=12.55第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=2.53kW转速：n0=nm=960r/min扭矩：T0=9550000P0/n0=25168.23Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P01=2.5kW转速：n1=n0=960r/min扭矩：T1=9550000P1/n1=24869.79Nmm4.3中间轴的参数功率：P2=P123=2.4kW转速：n2=n0/i1=384r/min扭矩：T2=9550000P2/n2=59687.5Nmm4.4低速轴的参数功率：P3=P223=2.3kW转速：n3=n0/i2=76.49r/min扭矩：T3=9550000P3/n3=287161.72Nmm第五章 减速器高速级齿轮传动设计计算1.选定齿轮精度等级、材料及齿数 （1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2）由表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 （3）选小齿轮齿数，z1=28，大齿轮齿数z2=z1i=71。 （4）压力角=20。2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数KHt=1.3 2）查教材图标选取区域系数ZH=2.5 3）小齿轮传递的扭矩T=9550P/n1=24869.79N.mm 4）选齿宽系数R=0.3 5）由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=580Mpa，Hlim2=390Mpa。 6）查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7）计算应力循环次数 NL1=60njLh=2.074108 NL2=NL1/u=8.294107 8）由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.839，KHN2=0.891 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=347MPa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值 2）计算圆周速度v dm1=d1t(1-0.5R)=52.3mm 3）计算当量齿宽系数d d=b/dm1=0.95 4）计算载荷系数 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数KV=1.103 查表得齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.378 实际载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.9 5）按实际载荷系数算得的分度圆直径 6）计算模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7）试算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KFt=1.3 计算YFaYSa/F 由分锥角1=arctan(1/u)=21.9911 2=90-21.9911=68.0089 当量齿数zv1=z1/cos(1)=30.16 当量齿数zv2=z2/cos(2)=190.79 由图查得齿形系数：YFa1=0，YFa2=2.1 由图查得应力修正系数：YSa1=0，YSa2=1.878 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=215MPa、Flim2=170MPa 由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.751，KFN2=0.807 取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得 两者取较大值，所以 2）试算齿轮模数 （2）调整齿轮模数 1）圆周速度 d1=mz1=67.116mm dm1=d1(1-0.5R)=57.05mm 2）齿宽b 3）齿高h及齿宽比b/h h=(2han+cn)mt=5.393mm b/h=10.05 3）计算实际载荷系数KF 查图得动载系数KV=1.108 查表得齿间载荷分配系数：KF=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.378 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.072 实际载荷系数为：KF=KAKVKFKF=1.485 4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=3mm。 z1=d1/m=20.51，取z1=21 z2=uz1=52.5，取z2=52 3.几何尺寸计算 （1）计算小、大齿轮的分度圆直径 d1=mz1=63mm d2=mz2=156mm （2）计算分锥角 1=arctan(1/u)=21.9911=215927 2=90-21.9911=68.0089=68032 （3）计算齿宽 取b1=b2=25mm （4）计算锥距5.1校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1） K、b、m和R同前2）圆周力为齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：查表得：YFa1=0，YFa2=2.1YSa1=0，YSa2=1.878查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=215MPa、Flim2=170MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.751，KFN2=0.807取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得许用弯曲应力5.2计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高以及齿厚 齿顶高：ha=mha*=3mm 齿根高：hf=m(ha*+c*)=3.75mm 齿全高：h=(ha+hf)=m(2ha*+c*)=6.75mm 齿厚：s=m/2=4.71238898038469mm （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2ha=m(z1+2ha*)=68.563mm da2=d2+2ha=m(z2+2ha*)=158.247mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hf=m(z1-2ha*-2c*)=56.046mm df2=d2-2hf=m(z2-2ha*-2c*)=153.192mm 注：ha*=1.0，C*=0.25 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=2232 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=2339 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=2420 a2=2+a2=7035 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=192618 f2=2-f2=652723第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45钢(调质)硬度为240HBS，大齿轮45钢(正火)硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=121。（3）压力角=20。6.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的扭矩T=9550P/n1=59687.5Nmmm查表选取齿宽系数d=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z计算接触疲劳许用应力H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa。计算应力循环次数NL1=60njLh=8.294107NL2=NL1/u=1.652107由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.891，KHN2=0.988取失效概率为1%，安全系数S=1，得取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=535MPa2）试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽bb=dd1t=47.48mm2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1.25查图得动载系数Kv=1.069齿轮的圆周力。Ft=2T/d1=2514NKAFt/b=66N/mme，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=36000h，轴承采用正装。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fa1=Fae+Fd2=431.5NFa2=Fd2=36.5NFa1/Fr1=1.031Fa2/Fr2=0.31查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=0.4，Y2=1.6查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=857.79NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=105.12N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)320525521532.2根据前面的计算，选用3205轴承，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=32.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=36000h，轴承采用正装。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fa1=Fae+Fd2=1283.67NFa2=Fd2=381.67NFa1/Fr1=1.148Fa2/Fr2=0.31查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=0.4，Y2=1.6查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=2501.02NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=1099.22N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.3低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)321050902073.2根据前面的计算，选用3210轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=36000h，轴承采用正装。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fa1=Fae+Fd2=1040.2NFa2=Fd2=645.2NFa1/Fr1=0.773Fa2/Fr2=0.36查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=0.4，Y2=1.4查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=1994.25NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=1625.91N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章 键联接设计计算9.1高速轴与联轴器配合处的键连接 高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=32mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.2与配合处的键连接 与配合处选用A型普通平键，查表得bh=0mm0mm（GB/T 1096-2003）,键长0mm。键的工作长度 l=L-b=0mm9.3中间轴与齿轮2配合处的键连接 中间轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=49mm齿轮2材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.4中间轴与齿轮3配合处的键连接 中间轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。键的工作长度 l=L-b=22mm齿轮3材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.5低速轴与齿轮4配合处的键连接 低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得bh=20mm12mm（GB/T 1096-2003）,键长56mm。键的工作长度 l=L-b=36mm齿轮4材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.6低速轴与联轴器配合处的键连接 低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长100mm。键的工作长度 l=L-b=86mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力第十章 联轴器的选择10.1高速轴上联轴器（1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=32330.727Nmm 选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为GY3型弹性柱销联轴器（GB/T5014-2003），公称转矩Tn=112Nm，许用转速n=9500r/min，Y型轴孔（圆柱形），孔直径d=18mm，轴孔长度L1=52mm。 Tc=32330.727NmmTn=112000Nmm n=960r/minn=9500r/min10.2低速轴上联轴器（1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=373310.236Nmm 选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为GY6型弹性柱销联轴器（GB/T5014-2003），公称转矩Tn=900Nm，许用转速n=6800r/min，Y型轴孔（圆柱形），孔直径d=40mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=373310.236NmmTn=900000Nmm n=76.49r/minn=6800r/min第十一章 减速器的密封与润滑11.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。11.2减速器的润滑11.3齿轮的润滑 闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。11.4轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿2m/s，所以均选择油润滑。第十二章 减速器附件设计12.1轴承端盖 根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1e；m由结构确定；D4=D -(1015);mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(24);mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=510，h=(0.81);b12.2油面指示器 用来指示箱内油面的高度。12.3放油孔及放油螺塞 为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜12，使油易于流出。12.4窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。12.5定位销对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。12.6启盖螺钉 由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。12.7螺栓及螺钉 用作安装连接用。第十三章 减速器箱体主要结构尺寸箱座壁厚=0.025a+3810mm箱盖壁厚1=0.02a+3810mm箱座凸缘厚度b=1.515mm箱盖凸缘厚度b1=1.5115mm箱座底凸缘厚度b2=2.525mm地脚螺栓的数目N6地脚螺栓的直径df=0.036a+1218mm轴承旁连接螺栓的直径d1=0.75df14mm箱盖与箱座连接螺栓的直径d2=（0.5-0.6）df10mm轴承端盖固定螺钉的直径d3=（0.4-0.5）df8mm视孔盖螺钉的直径d4=（0.3-0.4）df8mm箱体外壁至轴承座端面距离L145mm定位销的直径D=（0.7-0.8）d28mm箱座加强筋厚度m=0.858mm箱盖加强筋厚度m1=0.8518mm高速轴轴承端盖直径D192中间轴轴承端盖直径D282低速轴轴承端盖直径D3130第十四章 拆卸减速器按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，避免产生混乱和丢失；拆卸时避免随意敲打造成破坏，并防止碰伤、变形等，以使再装配时仍能保证减速器正常运转。拆卸顺序：、拆卸观察孔盖。、拆卸箱体与箱盖联连螺栓，起出定位销钉，然后拧动起盖螺钉，卸下箱盖。、拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。、一边转动轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下，再用橡胶榔头轻敲轴将低、中速轴系拆卸下来。、最后拆卸其它附件如油标尺、放油螺塞等。14.1分析装配方案按照先拆后装的原则将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。、检查箱体内有无零件及其他杂物留在箱体内后，擦净箱体内部。将各传动轴部件装入箱体内；、将嵌入式端盖装入轴承压槽内，并用调整垫圈调整好轴承的工作间隙。、将箱内各零件，用棉纱擦净，并塗上机油防锈。再用手转动高速轴，观察有无零件干涉。经检查无误后，合上箱盖。、松开起盖螺钉，装上定位销，并打紧。装上螺栓、螺母用手逐一拧紧后，再用扳手分多次均匀拧紧。、装好轴承小盖，观察所有附件是否都装好。用棉纱擦净减速器外部，放回原处，摆放整齐。14.2分析各零件作用、结构及类型主要零部件：、轴：主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递动力。高速轴属于齿轮轴；低速轴为转轴，属阶梯轴。、轴承：用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的旋转精度、减小磨擦和磨损。、齿轮：用来传递任意轴间的运动和动力，在此起传动及减速作用，都为斜齿圆柱齿轮。14.3减速器装配草图设计（1）装配图的作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。（2）设计内容：进行轴的设计，确定轴承的型号、轴的支点距离和作用在轴上零件的力的作用点，进行轴的强度和轴承寿命计算，完成轴系零件的结构设计以及减速器箱体的结构设计。（3）初绘减速器装配草图：主要绘制减速器的俯视图和部分主视图：1、画出传动零件的中心线；2、画出齿轮的轮廓；3、画出箱体的内壁线；4、确定轴承座孔宽度，画出轴承座的外端线；5、轴的结构设计（径向尺寸、轴向尺寸）；6、画出轴、滚动轴承和轴承盖的外廓。14.4完成减速器装配草图（1）、视图布局：、选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。、选择俯视图作为基本视图，