两级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

大连大学机械设计课程设计计算说明书 设计题目 两级圆柱齿轮减速器设计机械工程 院(系) 机制 专业 班级 机英101班 学号 10431128 设计人 路 鹏 指导老师 张 仲 伟 完成日期_年_月_日目录一、 目录 -1二、 设计任务书-2三、 传动方案的拟定及说明-3四、 电动机的选择-3五、 计算传动装置的运动和动力参数-6六、 传动零件的设计计算-7七、 轴的设计计算及校核-16八、 键连接的选择及校核-24九、 轴承的选择及寿命校核-26十、 联轴器的选择和校核-27十一、 箱体的设计-28十二、 润滑和密封的选择-30十三、 设计小结-31十四、 参考资料-31设计计算及说明结果二、设计任务书 设计一个铸工车间用碾沙机上的齿轮减速器，其传动简图如图1-1所示。单班工作，每班8小时，其载荷变化如图1-2所示，工作寿命为10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差5%，开式锥齿轮的传动比；小批量生产。图1-1图1-2（表1）原始数据方案12345678立轴所需扭矩T（）1100110010001000950950900900立轴转速n（）3032323636403632以方案4的数据进行设计三、传动方案的拟定及说明1.机构类型 采用两级圆柱齿轮展开式i=860。一般采用斜齿轮，低速也可以用直齿轮；总传动比大，结构简单，要求轴有较大的刚度。2.传动布置 将两级圆柱齿轮减速器布置在高速级，以减少闭式传动的外廓尺寸，降低成本；将开式锥齿轮放置在低速级，减小磨损。 3.择优选择图2-1四、电动机的选择1.电动机的类型 常用封闭式Y（IP44）系列2.选择容量（1）工作机所需功率由机械设计课程设计指导书式（2-1）（2）电动机输出功率由机械设计课程设计指导书式（2-4）由机械设计课程设计指导书式（2-5）由机械设计课程设计指导书表2-4（3）确定电动机额定功率由机械设计课程设计指导书表2-53.选择转速 由机械设计课程设计指导书式（2-6） 由机械设计课程设计指导书表2-1 4.确定电动机型号 由机械设计课程设计指导书表2-5, 根据电机的转速范围,可选同步转速为或和的电机，现就两种电机方案进行比较，列表如下：（表2）方案电动机型号额定功率kw电机转速电动机质量传动装置传动比同步满载 1Y132S1-25.5300029006496.67424.172Y132S-45.51500140068484123Y132m2-65.51000960843248方案1传动比较小，所以选用电动机型号为Y132S-4五、传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配1.总传动比 由机械设计课程设计指导书式（2-7）2.分配传动比 由机械设计课程设计指导书式（2-8）1.各轴转速n（） 由机械设计课程设计指导书式（2-9）2.各轴输入功率P（Kw） 由机械设计课程设计指导书式（2-10）各轴间传递效率：=0.99 =0.9603=0.9603 3.各轴输入转矩T（） 由机械设计课程设计指导书式（2-11）0轴：I轴：II轴：III轴：（2）按齿面接触强度设计由机械设计式（109a）进行试算，即1）确定公式内各计算数值a. 试选择载荷系数b. 小齿轮1传递转矩c. 由机械设计表10-7，选取齿宽系数。d. 由机械设计表10-6，查得材料的弹性影响系数。e. 由机械设计图10-21（d），按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 。f. 由机械设计式（10-13）计算应力循环次数。g. 由机械设计图10-19，查得接触疲劳寿命系数 h. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1由机械设计式（1012）2）设计计算a. 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值b. 计算圆周速度c. 计算齿宽 d. 计算齿宽与齿高之比模数 齿高e. 计算载荷系数根据，7级精度。由机械设计图10-8，查得动载荷系数；由机械设计表10-2，查得使用系数；由机械设计表10-4，线性插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置齿向载荷分布系数；由机械设计图10-13得；f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计式（10-10a）g. 计算模数（3）按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-5）1）确定公式内的各计算数值a. 由机械设计图10-20c，查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；b. 由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 c. 算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.5，由机械设计式（10-12） d. 计算载荷系数Ke. 查取齿形系数由机械设计表10-5可查得 f. 查取应力校正系数由机械设计表10-5可查得g. 计算大小齿轮的并加以比较故载荷系数小齿轮的数值大2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数，并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出齿轮齿数这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 2.低速级齿轮传动设计计算（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮。2）一般工作机器速度不高，7级精度（GB10095-88）。3）小齿轮3材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS；大齿轮4 材料为45钢(调质)，硬度为240HBS。二者材料硬度相差40HBS。4）选小齿轮3齿数；大齿轮4齿数。齿轮压力角=20。（2）按齿面接触强度设计由机械设计式（109a）进行试算，即1）确定公式内各计算数值a. 试选择载荷系数b. 小齿轮3传递转矩c. 由机械设计表10-7，选取齿宽系数。d. 由机械设计表10-6，查得材料的弹性影响系数。e. 由机械设计图10-21（d），按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 。f. 由机械设计式（10-13）计算应力循环次数。g. 由机械设计图10-19，查得接触疲劳寿命系数 h. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.2由机械设计式（1012）2）设计计算a. 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值b. 计算圆周速度c. 计算齿宽 d. 计算齿宽与齿高之比模数 齿高e. 计算载荷系数根据，7级精度。由机械设计图10-8，查得动载荷系数；由机械设计表10-2，查得使用系数；由机械设计表10-4，线性插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置齿向载荷分布系数；由机械设计图10-13，查得齿向载荷分布系数；f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计式（10-10a）g. 计算模数（3）按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-5）1）确定公式内的各计算数值a. 由机械设计图10-20c，查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；b. 由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 c. 算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12） d. 计算载荷系数Ke. 查取齿形系数由机械设计表10-5可查得 f. 查取应力校正系数由机械设计表10-5可查得g. 计算大小齿轮的并加以比较直齿轮故载荷系数大齿轮4的数值大2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数，并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出齿轮齿数这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 综上：（表4）齿轮项目齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z18723399模数(mm)22压力角()20分度圆直径(mm)37.2148.866198齿宽(mm)45407166七、轴的设计计算及校核（一）输出轴（轴III）的设计计算及校核1.功率、转速、转矩由（表3）知2.作用在齿轮上的力由（表4）知，低速级大齿轮4的分度圆直径3.初步确定轴的最小值径由机械设计式（15-2）选取轴的材料为45钢，调质处理由机械设计表15-3，取 同时选取联轴器型号：由机械设计表14-1 则联轴器的计算转矩 计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩。半联轴器孔直,故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。LT7弹性套柱销联轴器4.轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案图7-1 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A为满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径；右端用轴端挡圈固定，按轴径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。B初步选择滚动轴承。因轴承几乎只受有径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由机械设计手册，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32012，其尺寸为，因箱体制造误差，在安装滚动轴承时，因距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。故；而。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查的6210型轴承的定位轴肩直径为，即。C取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为B4=71mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮縠宽度，故取。齿轮的左端采取轴肩定位。轴肩高度h0.07d,故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。D.轴承端盖总宽度20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而 定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm,故取。E.考虑到齿轮2的宽度，齿轮2在齿轮4的右侧，取两者的距离c=15mm;同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离a=12.5mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度B=20mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查的平键截面bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长L=56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键bhL=14mm9 mm63 mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，因此轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和道教的尺寸参考表15-2，取轴端倒角为245 5.求轴上载荷根据轴的结构图（图7-1）做出轴的载荷分布图，如图7-3所示。由手册中查的32006型圆锥滚子轴承支承点位置为轴承滚子中心连线。因此，作为简支梁的轴的支承跨度，。从扭矩图、弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、列于下表：圆锥滚子轴承32012（表5 轴III载荷）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T图7-3 轴III载荷分析图3.选取轴I、轴II的材料为45钢，调质处理。根据表153，取 于是可得轴I的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.2，则联轴器的计算转矩按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，同时根据电动机的轴径d=38mm，从中查得GICL2型联轴器的许用转矩为1120Nm，许用最大转速为4000r/min，轴径为20-38之间合用。故选取轴I的最小直径=20mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案图7-4 轴I结构及装配图图7-5 轴II结构及装配图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A.根据轴I、轴II的结构及安装图（图6）及其受力情况，选取轴I的轴承为32006圆锥滚子轴承，轴II的轴承为32006圆锥滚子轴承。故轴I的直径： =20mm，=24mm，=43mm，=30mm， =36mm，=38mm 故轴II的直径：=30mm,=36mm，=36mm，=42mm,=30mm。B.轴I的长度设计计算由联轴器的周孔长度L=85，=35mm。由轴I的结构与装配图，选取，=17mm。齿轮轮毂长度=45mm，故取=42mm。齿轮1与齿轮2啮合，即齿轮1的中心线与齿轮2的中心线重合。齿轮2的中心线到箱体内壁的距离l=16mm。故取=41mm。=102mm。C.轴II的长度设计计算由轴II结构及装配图，取=45mm。齿轮3轮毂长度=71mm，故取67mm,齿轮3与齿轮4啮合，故两齿轮中心线重合=10mm。=36mm。齿轮2端面到减速箱内壁距离s=12.5mm，故=45。 至此，已初步确定了轴I、轴II的各段直径和长度。绘制其载荷分布图如下：图7-6 轴I载荷分布图求出轴I所受载荷，并列表如下：(表6 轴I载荷)载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T 按弯扭合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面A的强度即可。根据式15-5及表6中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力=15.3Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。绘制其载荷分布图如下：图7-7 轴II载荷分布图求出轴II所受载荷，并列表如下：(表7 轴II载荷)载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T按弯扭合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面D的强度即可。根据式15-5及表7中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力=11.16Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。八、键连接的选择及校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键。键的材料均选用钢。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2 =100120MPa，取中间值=110MPa。据式6-1，校核各处键连接。其中k=0.5h,h为建的高度。圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，b为键的宽度。轴I，安装联轴器处：根据d=20mm, 及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=6mm6mm32mm 此键连接处承受扭矩为T=轴II，安装齿轮2处：根据d=36mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=10mm8mm63mm此键连接处承受扭矩为T=轴III，安装齿轮4处：根据d=70mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=20mm12mm56mm此键连接处承受扭矩为T=轴III，安装联轴器处：根据d=45mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=14mm9mm63mm 此键连接处承受扭矩为T=由以上校核知，各键连接处均安全。齿轮1、齿轮3与轴焊接。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以合适。九、轴承寿命校核由机械设计书式13-5知，轴承的寿命计算公式为对于圆锥滚子轴承=3。 输入轴上的轴承计算 已知:=1440r/min，, e=0.37，Y=1.6求两轴承的轴向力 因为所以轴承左松右紧, 求轴承当量动载荷和 e X=0.4，Y=1.6由指导书表15-1查的=576N ， 1497.5N验算轴的寿命 24000h故可以选用。 中间轴上的轴承计算 已知：=360r/min， ，e=0.31，Y=1.6求两轴承的轴向力 所以右松左紧， 求轴承当量动载荷和 X=0.4，Y=1.6 X=1，Y=0 由指导书表15-1查的=3583N ， =3000N 验算轴的寿命 24000h故可以选用。 输出轴上的轴承计算 已知：=120r/min，=，=2400N，=1600N ，e=0.35，Y=1.4所以左松右紧 求轴承当量动载荷和 e X=0.4，Y=1.4由指导书表15-1查的=2880N ， 3551N 验算轴的寿命 24000h故可以选用。故所选轴承满足寿命要求。十、联轴器的选择和校核为了隔离震动与冲击 从中查得GICL2型联轴器的许用转矩为1120Nm，许用最大转速为4000r/min，轴径为25-38之间合用。十一、箱体的设计箱体材料为HT150，采用剖分式箱体，箱体结构最原始的构思：上下箱作成具有一定壁厚，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间距，与大圆柱齿顶圆有间距；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于。为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体两侧壁厚而是采取在座孔周围箱壁外扩成具有一定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应有斜度，对长度为的铸件，拔模斜度为。名 称符 号圆锥圆柱齿轮减速器计算结果机座壁厚0.025a+3mm8mm8机盖壁厚（0.80.85）8mm8机座凸缘厚度b1.512机盖凸缘厚度1.512机座底凸缘厚度p2.520地脚螺钉直径0.036a+12mm20地脚螺钉数目na 250mm4轴承旁连接螺栓直径d10.75 16机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) 12连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) 10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) 8定位销直径d(0.70.8) d29、d1 、d2至外机壁距离见表2d1 、d2至缘边距离见表2轴承旁凸台半径凸台高度h根据低速轴承座外径确定50外机壁到轴承端面距离c1+ c2+(58)mm50内机壁到轴承端面距离+ c1+ c2+(58)mm58大齿轮齿顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁的距离10机盖、机座肋厚、mm10.851，m0.857轴承端盖外径轴承座孔直径+(55.5) d3110 / 130轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准1.轴承盖轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150），当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。2.轴承套杯套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔可一次镗出，调整支承的轴向位置。3.调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承游隙及支承的轴向位置。垫片组材料为冲压铜片或08F钢抛光。4.油标采用杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。5.排油孔螺塞 为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的倍选取。排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。6.检查孔盖板为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在箱盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。7.通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。8.起吊装置吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。9.定位销为确定箱座与箱盖的相互位置，保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。常用定位销为圆锥销，其公称直径（小端直径）可取，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆。10.起盖螺钉箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为35号钢并通过热处理使硬度达HRC2838。十二、润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算1.减速器的润滑该减速器采用油润滑，对于的齿轮传动可采用油润滑，将齿轮浸入油中。当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被