二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1 机械设计说明书机械设计说明书 设计人 白涛 学号 2008071602 指导老师 杨恩霞 2 目目 录录 设计任务书 3 传动方案的拟定及说明 4 电动机的选择 4 计算传动装置的运动和动力参数 5 传动件的设计计算 5 轴的设计计算 12 滚动轴承的选择及计算 17 键联接的选择及校核计算 19 连轴器的选择 19 减速器附件的选择 20 润滑与密封 21 设计小结 21 参考资料目录 21 3 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 题目 设计一用于螺旋输送机驱动装置的同轴式二级圆柱齿轮题目 设计一用于螺旋输送机驱动装置的同轴式二级圆柱齿轮 减速器减速器 一 一 总体布置简图总体布置简图 1 电动机 2 联轴器 3 齿轮减速器 4 带式运输机 5 鼓轮 6 联轴器 二 二 工作情况 工作情况 载荷平稳 两班制工作运送 单向旋转 4 三 三 原始数原始数 螺旋轴转矩 T N m 430 螺旋轴转速 n r min 120 螺旋输送机效率 0 92 使用年限 年 10 工作制度 小时 班 8 检修间隔 年 2 四 四 设计内容设计内容 1 电动机的选择与运动参数计算 2 斜齿轮传动设计计算 3 轴的设计 4 滚动轴承的选择 5 键和连轴器的选择与校核 6 装配图 零件图的绘制 7 设计计算说明书的编写 五 五 设计任务设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮 轴零件图各一张 3 设计说明书的编写 一 传动方案的拟定及说明 一 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为 同轴式二级圆柱齿轮减速器 故只要对本传动机构进行 分析论证 本传动机构的特点是 减速器的轴向尺寸较大 中间轴较长 刚度较差 当两个大齿 轮侵油深度较深时 高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥 常用于输入轴和输出轴同轴线 的场合 二 电动机的选择 二 电动机的选择 1 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是 载荷平稳 单向旋转 所以选用常用的封闭式 Y IP44 系列的电动机 2 电动机容量的选择 1 工作机所需功率 Pw Tn 9550 其中 n 120r min T 430N m 得 Pw 5 4kW 2 电动机的输出功率 Pd Pw 0 904 4 2 3 4 2 2 1 5 分别为联轴器 滚动轴承 齿轮传动及螺旋输送机的效率 4321 由表 2 3 选取92 0 97 0 99 0 99 0 4321 计算得 0 815 则 pd 6 63KW 3 电动机转速的选择 螺旋轴的转速 nw 120r min 按表 2 2 推荐的合理范围 二级圆柱齿轮减速器的传动比 i 8 40 所以 电动机转速范围 nd i nw 960 4800 r min 初选为同步转速为 1500r min 的电动机 4 电动机型号的确定 由表 14 5 查出电动机型号为 Y132M 4 其额定功率为 7 5kW 满载转速 1440r min 基本符 效率 87 功率因数 0 85 额定转矩 7 0 质量 81Kg 合题目所需的要求 三 计算传动装置的运动和动力参数 三 计算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 计算总传动比 由电动机的满载转速 nd和工作机主动轴转速 nw可确定传动装置应有的总传动比为 i nd nw 12 2 合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置 所以 i1 i2 因为 i 12 i1 i2 3 5 速度偏差为 0 5 5 所以可行 3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 A 各轴转速 n1 nd 1440r min n2 n1 i1 411 4r min B 各轴输入功率 p1 pd 1 6 6 0 99 6 5KW P2 p1 2 3 6 27KW C 各轴输出转矩 电动机轴的输出转矩 Td 9550000pd nd 43969 8N m T1 Td 1 43530 1N m T2 9550000p2 n2 145 548N m 四 传动件设计计算 四 传动件设计计算 A 高速速级斜齿圆柱齿轮传动设计 1 选精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理 由表 7 1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 ZG35CrMo 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 2 精度等级选用 7 级精度 3 试选小齿轮齿数 z1 20 大齿轮齿数 z2 100 的 4 选取螺旋角 初选螺旋角 14 6 2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷 所以通过低速级的数据进行计算 即 d1 3 2 1 2 H EH d t ZZ u uTK 1 确定公式内的各计算数值 1 试选 Kt 1 6 2 由图 7 12 选取区域系数 ZH 2 433 3 由表 7 5 选取尺宽系数 d 1 4 由图 7 15 查得 1 0 75 2 0 87 则 1 2 1 62 5 材料的弹性影响系数 ZE 189 8Mpa 6 由图 7 18 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 大齿轮 的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 7 由式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 1440 1 10 16 300 4 15 10 9 N2 11 85 10 8 8 由图 7 19 查得接触疲劳寿命系数 ZN1 1 02 ZN2 1 12 9 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 SH 1 由式 7 18 得 H 1 1 02 600MPa 612MPa H 2 1 12 550MPa 616MPa 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 2 1 1 2 H EH d t ZZ u uTK 39 92 3 2 612 8 189433 2 53 54 62 1 1 435301 62 2 计算圆周速度 v 3 0m s 100060 21 nd t 100060 1440 939 3 计算纵向重合度 0 318 1 tan14 1 59 tan318 0 1 z 7 4 计算载荷系数 K 已知载荷平稳 所以取 KA 1 根据 v 3 0m s 7 级精度 查得动载系数 KV 1 51 由表 7 8 查得 K 1 12 由表 10 3 查得 K 1 4 故载荷系数 K KAKVK K 1 1 51 1 2 1 12 2 03 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1 mm 43 1mm 3 1 tt KKd 3 6 1 03 2 2 939 计算齿宽 b 及模数 mnt b dd1t 1 43 1mm 43 1mm 计算模数 mn mn mm 2 20 取 mn 3mm 1 1cos z d 20 cos14 143 3 按齿根弯曲强度设计 mn 3 2 1 2 cos2 F SaFa d YY z KTY 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 K KAKVK K 2 03 2 根据纵向重合度 0 318 dz1tan 1 00 从图 7 14 查得螺旋角影响系数 Y 0 75 3 计算当量齿数 Z1 Z1 cos 20 cos 14 21 89 33 Z2 Z2 cos 100 cos 14 109 47 33 4 查取齿型系数 由表 7 4 查得 YF1 2 724 YF2 2 172 5 查取应力校正系数 由表 7 4 查得 Ys1 1 569 Ys2 1 798 6 计算 F F1 550Mpa F2 420MPa YN1 0 95 YN2 0 98 F1 F1 YN1 SF 550 0 90 1 25 396MPa 8 F2 F1 YN1 SF 420 0 92 1 25 309 12MPa 7 验算齿根弯曲疲劳强度 F1 KFtYF1YS1Y bmn 113 0MPa F2 F1 YF1YS1 YF2YS2 104 3MPa 计算得弯曲条件满足 2 设计计算 mn 2 4 3 2 2 01468 0 62 1 201 54375 014cos1 022 取 mn 2 5 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 Z1 32 9 取 z1 22 n m d cos 1 Z2 126 a 205 5mm cos2 21n mzz a 圆整后取 205mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 arcos 13 55 50 a mzz n 2 21 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 d1 57 00mm cos 1n mz d2 325mm cos 2n mz 4 计算齿轮宽度 b dd1 b 57mm B1 57mm B2 52mm 5 结构设计 以大齿轮为例 因齿轮齿顶圆直径大于 160mm 而又小于 500mm 故以选用腹板式 为宜 其他有关尺寸参看大齿轮零件图 9 B 低速级斜齿圆柱齿轮的设计 6 材料及热处理 由表 7 1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 ZG35CrMo 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 7 精度等级选用 7 级精度 8 试选小齿轮齿数 z1 20 大齿轮齿数 z2 100 的 9 选取螺旋角 初选螺旋角 14 5 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷 所以通过低速级的数据进行计算 即 d1 3 2 1 2 H EH d t ZZ u uTK 1 确定公式内的各计算数值 1 试选 Kt 1 6 2 由图 7 12 选取区域系数 ZH 2 433 3 由表 7 5 选取尺宽系数 d 1 4 由图 7 15 查得 1 0 75 2 0 87 则 1 2 1 62 5 材料的弹性影响系数 ZE 189 8Mpa 6 由图 7 18 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 大齿轮 的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 7 由式计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 411 4 1 10 16 300 1 18 10 9 N2 9 6 10 7 8 由图 7 19 查得接触疲劳寿命系数 ZN1 1 02 ZN2 1 15 9 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 SH 1 由式 7 18 得 H 1 1 02 600MPa 612MPa H 2 1 15 550MPa 632 5MPa 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 2 1 1 2 H EH d t ZZ u uTK 27 0 3 2 612 8 189433 2 53 54 62 1 1 1455481 62 2 计算圆周速度 10 v 0 58m s 100060 21 nd t 100060 411 427 0 3 计算纵向重合度 0 318 1 tan14 1 59 tan318 0 1 z 4 计算载荷系数 K 已知载荷平稳 所以取 KA 1 根据 v 0 58m s 7 级精度 查得动载系数 KV 1 04 由表 7 8 查得 K 1 12 由表 7 3 查得 K 1 2 故载荷系数 K KAKVK K 1 1 04 1 2 1 12 1 4 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1 mm 25 8mm 3 1 tt KKd 3 6 1 41 027 计算齿宽 b 及模数 mn b dd1 1 25 8mm 25 8mm 计算模数 mn mn mm 1 25 取 mn 1 5mm 1 1cos z d 20 cos1425 8 6 按齿根弯曲强度设计 mn 3 2 1 2 cos2 F SaFa d YY z KTY 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 K KAKVK K 1 4 2 根据纵向重合度 0 318 dz1tan 1 00 从图 7 14 查得螺旋角影响系数 Y 0 75 3 计算当量齿数 Z1 Z1 cos 20 cos 14 21 89 33 Z2 Z2 cos 100 cos 14 109 47 33 4 查取齿型系数 由表 7 4 查得 YF1 2 724 YF2 2 172 5 查取应力校正系数 由表 7 4 查得 Ys1 1 569 Ys2 1 798 11 6 计算 F F1 550Mpa F2 420MPa YN1 0 95 YN2 0 98 F1 F1 YN1 SF 550 0 90 1 25 396MPa F2 F1 YN1 SF 420 0 92 1 25 309 12MPa 7 验算齿根弯曲疲劳强度 F1 KFtYF1YS1Y bmn 388 0MPa F2 F1 YF1YS1 YF2YS2 206 4MPa 计算得弯曲条件满足 2 设计计算 mn 1 4 3 2 2 01468 0 7 1201 514575 0 14cos 412 取 mn 1 5 7 几何尺寸计算 1 计算中心距 Z1 17 8 取 z1 20 n m d cos 1 Z2 65 a 70 5mm cos2 21n mzz a 圆整后取 70mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 arcos 13 55 50 a mzz n 2 21 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 d1 33 00mm cos 1n mz d2 108mm cos 2n mz 4 计算齿轮宽度 12 b dd1 b 33mm B1 33mm B2 30mm 5 结构设计 以大齿轮为例 因齿轮齿顶圆直径小于 160mm 故以选用实心结构 其他有关尺寸 参看大齿轮零件图 轴的设计计算轴的设计计算 中间轴 轴材料用 45 钢 调制处理 b 650Mp s 360Mp 1 求作用在齿轮上的受力 Ft1 268N d T2 Fr1 Ft 108N cos tan n Fa1 Fttan 98N Ft2 2638N Fr2 1067N Fa2 960N 2 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 i I I 取直径为 30mm ii II III 段轴肩用于固定轴承 查手册得到直径为 44mm iii III IV 段为小齿轮 外径 35mm iv IV V 段分隔两齿轮 直径为 55mm v V VI 段安装大齿轮 直径为 42mm vi VI VIII 段安装套筒和轴承 直径为 35mm 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 13 1 I II 段轴承宽度为 22 75mm 所以长度为 22 75mm 2 II III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 12mm 轴承和箱体的间隙 4mm 所以 长度为 16mm 3 III IV 段为小齿轮 长度就等于小齿轮宽度 57mm 4 IV V 段用于隔开两个齿轮 长度为 120mm 5 V VI 段用于安装大齿轮 长度略小于齿轮的宽度 为 52mm 6 VI VIII 长度为 44mm 3 求轴上的载荷 66 207 5 63 5 水平面支撑反力 Fr1 1418 5N Fr2 603 5N 垂直面支撑反力 Fd1 443N Fd2 189N 因为两个齿轮旋向都是左旋 故 Fa1 638N Fa2 189N 4 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 由于截面 IV 处受的载荷较大 直径较小 所以判断为危险截面 2 截面 IV 右侧的 MPa W Mm b 5 17 14 截面上的转切应力为MPa W T T T 64 7 2 MPa T mb 99 7 2 98 15 2 由于轴选用 40cr 调质处理 所以 MPa B 735 MPa386 1 MPa260 1 a 综合系数的计算 由 经直线插入 知道因轴肩而形成的理论应045 0 55 2 d r 6 1 d D 力集中为 23 2 81 1 轴的材料敏感系数为 85 0 q87 0 q 2 P37 附图 3 1 故有效应力集中系数为 05 2 1 1 qk 70 1 1 1 qk 查得尺寸系数为 扭转尺寸系数为 72 0 76 0 轴采用磨削加工 表面质量系数为 92 0 轴表面未经强化处理 即 则综合系数值为 1 q 93 2 1 1 k K 11 2 1 1 k K b 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 1 0 05 0 c 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 92 6 1 ma K S 15 66 24 1 ma K S S SS SS Sca 5 166 6 22 故轴的选用安全 高速轴 1 作用在齿轮上的力 FH1 FH2 108 2 54 Fv1 Fv2 268 2 134 2 轴的结构设计 1 确定轴上零件的装配方案 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d 由于联轴器一端连接电动机 另一端连接输入轴 所以该段直径尺 寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制 选为 25mm e 考虑到联轴器的轴向定位可靠 定位轴肩高度应达 2 5mm 所以该 段直径选为 30 f 该段轴要安装轴承 考虑到轴肩要有 2mm 的圆角 则轴承选用 30207 型 即该段直径定为 35mm g 该段轴要安装齿轮 考虑到轴肩要有 2mm 的圆角 经标准化 定为 40mm h 为了齿轮轴向定位可靠 定位轴肩高度应达 5mm 所以该段直径选 为 35mm i 轴肩固定轴承 直径为 42mm j 该段轴要安装轴承 直径定为 35mm 2 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下 a 该段轴安装轴承和挡油盘 轴承宽 18 25mm 该段长度定为 18 25mm b 该段为轴环 宽度不小于 7mm 定为 11mm 16 c 该段安装齿轮 要求长度要比轮毂短 2mm 齿轮宽为 33mm 定为 31mm d 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 13 5mm 轴承与箱体内壁距 离取 4mm 采用油润滑 轴承宽 18 25mm 定为 41 25mm e 该段综合考虑箱体突缘厚度 调整垫片厚度 端盖厚度及联轴器安 装尺寸 定为 57mm f 该段由联轴器孔长决定为 50mm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度 W 62748N mm T 39400N mm 45 钢的强度极限为 又由于轴受的载荷为脉动的 所以 MPa p 275 6 0 43 2 3 2 p m p MPa W TM 低速轴 1 作用在齿轮上的力 FH1 FH2 2638 2 1319N Fv1 Fv2 1067 2 533 5N 2 轴的结构设计 1 轴上零件的装配方案 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I IIII IVIV VV VIVI VIIVII VIII 直径607075877970 长度105113 755099 533 25 17 4 求轴上的载荷 Mm 316767N mm T 925200N mm 6 弯扭校合 333 21600601 01 0mmdW 2 51 2 1 2 p m p MPa W TM 滚动轴承的选择及计算滚动轴承的选择及计算 I 轴 1 求两轴承受到的径向载荷 2 轴承 30206 的校核 1 径向力 5 168 2 1 2 1 VHr FFF 2 派生力 N Y F F rA dA 7 52 2 N Y F F rB dB 7 52 2 3 轴向力 由于 dAdBa FNFF 7 2757 52223 1 所以轴向力为 223 aA F 7 52 aB F 4 当量载荷 由于 e F F rA aA 32 1 e F F rB aB 31 0 所以 4 0 A X6 1 A Y1 B X0 B Y 由于为一般载荷 所以载荷系数为 故当量载荷为2 1 p f NFYFXfP aAArAApA 04 509 22 202 aBBrBBpB FYFXfP 5 轴承寿命的校核 hh P Cr n L A h 480001098 3 60 10 7 1 6 18 II 轴 3 轴承 30307 的校核 1 径向力 NFFF VHrA 5 1418 2 1 2 1 NFFF VHrb 5 603 2 2 2 2 2 派生力 N Y F F rA dA 443 2 N Y F F rB dB 189 2 3 轴向力 由于 dAdBa FNFF 1081189892 1 所以轴向力为 NFaA638 NFaB189 4 当量载荷 由于 e F F rA aA 45 0 e F F rB aB 31 0 所以 4 0 A X6 1 A Y1 B X0 B Y 由于为一般载荷 所以载荷系数为 故当量载荷为2 1 p f NFYFXfP aAArAApA 84 1905 NFYFXfP aBBrBBpB 2 724 5 轴承寿命的校核 hh P Cr n L A h 480001050 1 60 10 7 1 6 III 轴 4 轴承 32214 的校核 1 径向力 NFFF VHrA 5 842 2 1 2 1 NFFF VHrb 5 842 2 2 2 2 2 派生力 N Y F F rA dA 6 294 2 N Y F F rB dB 6 294 2 19 3 轴向力 由于 dAdBa FNFF 6 14091115 6 294 1 所以轴向力为 NFaA1115 NFaB 6 294 4 当量载荷 由于 e F F rA aA 32 1 e F F rB aB 34 0 所以 4 0 A X5 1 A Y1 B X0 B Y 由于为一般载荷 所以载荷系数为 故当量载荷为2 1 p f NFYFXfP aAArAApA 87 2317 NFYFXfP aBBrBBpB 1011 5 轴承寿命的校核 hh P Cr n L A h 48000101 56 60 10 7 1 6 键连接的选择及校核计算键连接的选择及校核计算 代号直径 mm 工作长度 mm 工作高度 mm 转矩 N m 极限应力 MPa 8 7 60 单头 25353 539 826 0高 速 轴 12 8 80 单头 4068439 87 32 中 间 轴 12 8 70 单头 4058419141 2 20 12 80 单头 75606925 268 5低 速 轴 18 11 110 单头 601075 5925 252 4 由于键采用静联接 冲击轻微 所以许用挤压应力为 所以上述键皆安全 MPa p 110 连轴器的选择连轴器的选择