JS03两级圆柱齿轮减速器说明书

两级圆柱齿轮减速器目 录一 设计任务书 1二 机械传动装置的总体设计 21.传动方案的分析 22.选择电动机 23.传动装置的总传动比及其分配 34.计算传动装置的运动和动力参数 3三 减速器传动设计 4（一）齿轮设计 4 1.高速齿轮设计 4 2.低速齿轮设计 8（二）轴的设计 4 1.初步确定最小轴径 12 2.联轴器的选择 13 3.轴的强度计算 14 4.轴的结构设计 15 5.轴的强度校核 17（三）轴承的寿命校核 19（四）键连接的选择及校核 4 1.键的选择 20 2.高速轴上键的校核21 3.中间轴上键的校核21 4.低速轴上键的校核21四 减速器箱体及附件设计22 1.减速器的润滑 22 2.箱体尺寸22五 参考文献24一 设计任务书1 课程设计的题目：两级圆柱齿轮减速器2 课程设计的目的：) 综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和和扩宽所学的知识；) 通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。) 通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计技能的训练。3 已知条件：设计题目：两级圆柱齿轮减速器设计一个铸工车间用碾砂机上的齿轮减速器,起传动简图如图a所示。单班工作，每班8小时，其载荷变化如图b所示，工作寿命为10年，（每年工作300天），立轴的速度允许误差为5%。开式锥齿轮的传动比i=4,小批生产。立轴所需的扭矩为1000N/m，立轴转速为36r/min。 图1(a) 运动机构简图 图1(b) 载荷变化图4 结题项目：1)装配工作图张（A0或A1图纸）；2)零件工作图13张（如传动零件、轴承、箱体等）；3)设计计算说明书一份。二 机械传动装置的总体设计1 传动方案的分析选用方案2-7。该方案采用二级圆柱齿轮减速，其第一级选用传动平稳的斜齿轮啮合；第二级同样采用斜齿轮。从结构角度看，该方案具有结构紧凑，与执行机在空间上有一定的间隔，减少了相互之间的干扰。从受力角度看，对轴向刚度要求高。另外，该方案还具有传动比大，相对成本低，易维护等优点。2 电动机的选择2.1 电动机类型和结构形式的选择根据设计要求，在无特殊要求下一般选择三相异步交流电动机，最常用的是Y系列笼型三相异步交流电动机。其优点：效率高，工作可靠，结构简单，方便维护，价格低，由于启动性能好，适用于要求较高转矩的场合。2.2 电动机的容量选择1）工作机所需要的的功率为2）从电动机到工作机的传动总效率为式中： 为联轴器的传动效率（取0.99）为滚动轴承的传动效率（取0.98）为齿轮传动的传动效率（取0.95）为圆锥齿轮传动的传动效率（取0.93）带入数据计算得到，总传动效率为。3） 电动机的输出功率为2.3 电动机转速的选择在课程设计指导书表2-2（常用减速器的类型和特点）中查得，圆柱齿轮传动比的范围为i1=860，在表2-1（常用机械传动的单级传动比推荐值）中查得，圆锥齿轮传动比i2=23,故得到电动机输出的转速的范围为一般常用同步转速为1500 r/min或1000 r/min，而3000 r/min也满足要求，其具体情况如表1所示。表1 电动机参数的选择方案方案电动机型号额定功率（KW）异步电动机转速电动机质量（Kg）总传动比圆柱齿轮传动比锥齿轮传动比1Y132M-47.5144081401042Y132S1-25.529006480.532.22.5由表中的数据可知，两个方案均可行。方案1的转速为1440r/min，较普通,价格较低，其传动比也不大，传动装置结构尺寸较小；方案2的传动比太大，传动装置的结构尺寸太大，因此选定电动机型号为Y132M-4，其具体的参数如表2所示。表2 Y132M-4电动机的主要技术数据系列代号机座中心高长度代号极数额定功率满载转速质量外型Y系列三相异步电动机132S47.5144068笼型封闭自扇冷式3 传动装置的总传动比及其分配1）传动装置的总传动比2 ）分配各级传动比由知，总传动比等于各级传动比之积。在此，式中为圆柱齿轮传动比，为圆锥齿轮传动比。对于两级圆柱齿轮减速器，为了两级的大齿轮有相近的浸油深度，高级传动比与低级传动比可按下列方法分配：带入数据，取，则可得：。4 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速电动机为0轴，减速器高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，则2）各轴输入功率按电动机的额定功率计算各轴的输入功率，即3）各轴的转矩将以上的计算结果整理后列成表格，如表3所示，供以后的设计计算时使用。表3 各轴的转速，功率，转矩，传动比及效率统计项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r/min）1440144028872功率 (KW)7.57.2756.776.3转矩（N.m）49.7448.25147.95412.08传动比13.3334效率0.990.92160.92160.9207三 减速器传动设计（一） 齿轮设计1. 高速级齿轮设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）齿轮类型：斜齿圆柱齿轮；2）齿轮精度等级： 7级精度（减速器速度不高）；3）齿轮材料的选择： 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS；4）齿轮齿数的选择： 小齿轮齿数Z1=20； 大齿轮齿数Z2=320=60 ；5）初选螺旋角。1.1 按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即1.1.1 确定公式内的各计算数值1）选取载荷系数Kt=1.3；2）计算小齿轮传递的转矩为；3）由表10-7选取齿宽系数（不对称配置）；4）重合度查图10-26得，则；5）区域系数查图10-30选取；6）由表10-6查得材料的弹性影响系数 ；7）由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限；8）由式10-13计算应力循环次数9）由图10-19选取接触疲劳系数；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数 S=1，由式（10-12）得到许用接触应力为 1.1.2 设计计算1）计算小齿轮分度圆的直径（取二者的平均值，但最大不超过大齿轮的1.23倍，然后代入计算）：2）计算圆周速度3）计算齿轮宽度 4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 齿宽与齿高之比 5）计算载荷系数根据2.58，7级精度齿轮，查图10-8得动载系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，。由，查图10-13得，故载荷系数6）按实际载荷系数计算得到小齿轮分度圆直径7)计算模数1.2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1.2.1 确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K2)计算纵向重合度，查机械设计书图10-28得螺旋角影响系数；3）计算当量齿数4）查取齿形系数由表10-5查得；5）查取应力校正系数由表10-5查得；6）查取弯曲疲劳寿命系数由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取安全系数7）计算弯曲疲劳许用应力8）查取许用弯曲应力查机械设计书208页图10-20得；9）计算大、小齿轮的并加以比较 计算得到小齿轮的数值大。1.2.2设计计算将小齿轮的数据带入设计公式计算得到1.3 设计结果1.3.1模数、齿数的确定对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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，取由弯曲强度算得的模数1.58，并就近圆整为标准值m=2.0，按接触强度算得的分度圆直径。算出小齿轮齿数算出大齿轮齿数这样设计出的齿轮，既满足1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，避免了浪费。1.3.2 几何尺寸的确定1）中心距 将中心距圆整为。2）按分度圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故可以不修改参数等。3）计算大小齿轮的分度圆直径 4）齿轮宽度计算及圆整后，将大齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为的减小，以防止大小齿轮应配合误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增加大齿轮单位齿宽的工作载荷，故取，。2 低速级齿轮设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）齿轮类型：斜齿圆柱齿轮；2）齿轮精度等级： 7级精度（减速器速度不高）；3）齿轮材料的选择： 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS；4）齿轮齿数的选择： 小齿轮齿数Z1=20； 大齿轮齿数Z2=3.3320=66 ；5）初选螺旋角。2.1 按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即2.1.1 确定公式内的各计算数值1）选取载荷系数Kt=1.5；2）计算小齿轮传递的转矩为；3）由表10-7选取齿宽系数（不对称配置）；4）重合度查图10-26得，则；5）区域系数查图10-30选取；6）由表10-6查得材料的弹性影响系数 ；7）由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限；8）由式10-13计算应力循环次数9）由图10-19选取接触疲劳系数；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数 S=1，由式（10-12）得到许用接触应力为 2.1.2 设计计算1）计算小齿轮分度圆的直径（取二者的平均值，但最大不超过大齿轮的1.23倍，然后代入计算）：2）计算圆周速度3）计算齿轮宽度 4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 齿宽与齿高之比 5）计算载荷系数根据1.09，7级精度齿轮，查图10-8得动载系数；斜齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，。由，查图10-13得，故载荷系数6）按实际载荷系数计算得到小齿轮分度圆直径7)计算模数2.2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为2.2.1 确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K2)计算纵向重合度，查机械设计书图10-28得螺旋角影响系数；3）计算当量齿数4）查取齿形系数由表10-5查得；5）查取应力校正系数由表10-5查得；6）查取弯曲疲劳寿命系数由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取安全系数7）查取许用弯曲应力查机械设计书208页图10-20得；8）计算弯曲疲劳许用应力 9）计算大、小齿轮的并加以比较 计算得到大齿轮的数值大。2.2.2 设计计算将小齿轮的数据带入设计公式计算得到2.3 设计结果2.3.1 模数、齿数的确定对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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，取由弯曲强度算得的模数2.07，并就其圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径。算出小齿轮齿数算出大齿轮齿数这样设计出的齿轮，既满足1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，避免了浪费。2.3.2 几何尺寸的确定1）中心距 将中心距圆整为。2）按分度圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故可以不修改参数等。3）计算大小齿轮的分度圆直径 齿轮宽度计算及圆整后，将大齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为的减小，以防止大小齿轮应配合误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增加大齿轮单位齿宽的工作载荷，故取，。（二） 轴的设计1 初步确定最小轴径已经计算得到各轴的功率，转速、转矩及各齿轮的分度圆直径，故此可以初步确定各轴的最小直径，按扭矩设计的计算公式为1) 对轴1分析选取轴的材料为调质处理的45号碳钢。由机械设计手册查得，则由于轴1外伸端联接联轴器，有键槽，因此将其放大6%，得。2) 对轴2分析选取轴的材料为调质处理的40Cr。由机械设计手册查得，则3) 对轴3分析选取轴的材料为调质处理的40Cr。由机械设计手册查得，则由于轴1外伸端联接联轴器，有一个键槽，轴径在之间，其轴径需要增加6%，得4)最小轴径的确定故初步选取三个轴的最小轴径分别为，2 联轴器的选择1） 高速轴的联轴器选择对于高速轴，由机械手册表41.1-1选择联轴器工作情况系数k=1.7，则：高速轴(即轴1)联轴器转矩。根据工作要求选取柱销联轴器，由轴径和选取弹性套柱销联轴器型号为LT,5联轴器，其允许最大转矩，即，其主要技术参数如表4所示。表4 轴1（高速轴）的联轴器参数表型号允许转矩许用转速DmmDmmLmmL1mm重量（Kg）LT512546002513082608.362）低速轴的联轴器选择对于低速轴，由机械手册表41.1-1选择联轴器工作情况系数k=1.7，则：低速轴(即轴3)上联轴器转矩。根据工作要求选取弹性套柱销联轴器，由轴径和选取联轴器型号为LT7联轴器，其允许最大转矩即，其主要参数如表5所示。表5 轴1（低速轴）的联轴器参数表型号允许转矩许用转速DmmDmmLmmL1mm重量KgLT75003600401901128415.63 轴的强度计算取三个轴的剪切弹性模量为，圆轴扭转角为及进行强度和刚度校核计算。由强度条件 由刚度条件1）对轴1进行校核由强度条件得由刚度条件得 故取轴1轴承处直径选择35mm。2）对轴2进行校核由强度条件得 由刚度条件得 故轴2轴承处直径选择40mm。3）对轴3进行校核由强度条件得 由刚度条件得 故轴3轴承处直径选择45mm。4 轴的结构设计4.1 拟定轴上的装配方案图3 轴的装配方案设计4.2 确定轴的各段直径和长度1）已知段的直径和长度高速轴上中间轴上低速轴上2）初选轴承的型号依据轴强度校核的轴径和轴承的工作情况，轴1选圆锥滚子轴承，其参数如表6所示.表6 30207轴承参数代号DmmDmmBmm额定载荷（KN）脂润滑n（r/min）重量(Kg)3020735721737.253000.088轴2选圆锥滚子轴承，其参数如表7所示。表7 30208轴承参数代号DmmDmmBmm额定载荷（KN）脂润滑n（r/min）重量(Kg)3020840801642.850000.088轴3选圆锥滚子轴承，其参数如表8所示。表7 30209轴承参数代号DmmDmmBmm额定载荷（KN）脂润滑n（r/min）重量(Kg)3020945851947.845000.13）中间轴各段轴径和长度的确定为了轴齿轮和大齿轮的配合，需要在轴2段制造出轴肩，其高度为，又已知，故，轴肩宽度为，取。又查机械设计手册表4-1知，齿轮端面至箱体内壁的距离，故取；轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用脂润滑时），故，考虑到齿轮 1和齿轮2的配合问题，故。4）高速轴各段轴径和长度的确定同理进行分析可得到，而通过几何计算可得到；在之间制造一轴肩，其，其长度需要根据外接的设备决定，在此取。5）低速轴各段轴径和长度的确定同理进行分析可得到，取；轴肩，长度，取；而通过几何计算可得到。 6）各段轴长度确定由于在轴承处得轴长度应该在原长度的基础上减小一些，故将计算和所查取的数据进行最后处理，得到最终的各段轴长度如表8所示。表8 各段轴的最终长度数据轴中间轴365777834高速轴602835628035低速轴80804573405 轴的强度校核5.1 受力分析根据对轴的受力分析，轴2最难校核，故对轴2进行校核，其受力分析如图4所示。图4 中间轴的受力分析图首先，对轮齿的受力分析，取法向压力角为，将斜齿轮上的力分解为径向力、圆周力和轴向力，则在大齿轮上有在轴齿轮上有 其次，在水平方向进行受力分析，在B点，由平衡方程得到：计算得到，则 然后计算水平方向上各处的弯矩，其弯矩图如图4所示。 再次，在垂直方向进行受力分析，并计算垂直方向上各处的弯矩,有计算垂直方向上各处的弯矩，其弯矩图如图4所示。 最后，求合力和合弯矩力，在A、D处所受合力为 合成弯矩的大小为 图5 中间轴的弯矩图和扭矩图5.2 按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强度，即危险截面。根据上图计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取， 轴的计算应力为已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计书表15-1查得。因此，故轴的强度符合要求，是安全的。（三）轴承的选取与寿命校核已知参数，。查手册可知圆锥滚子轴承30208基本额定载荷42.8KN1 求两轴承受到的径向载荷和表 9 轴承的受力情况表 则轴承的径向载荷为2 求轴承当量载荷按参考文献2式（13-9a）得，当量动载荷。查参考文献2表13-6，取，则 3 校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）。因为，所以按轴承2受力大小校核故所选轴承满足寿命要求。（四）键连接的选择及校核1 键的选择1）轴1上的键内径d=25mm，b=8mm,h=7mm,选择一般键连接 t=4mm,=3.3mm,键长28mm.2）轴2上的键内径d=42mm，b=12mm,h=8mm,选择一般键连接 t=5mm,=3.3mm,键长36mm.3）轴3上的键内径d=50mm，b=14mm,h=9mm,选择一般键连接 t=5.5mm,=3.8mm,键长40mm.内径d=40mm，b=12mm,h=8mm,选择一般键连接 t=5mm,=3.3mm,键长50mm.2 高速轴上键的校核已知传递的转矩为，轴径为，宽度b=8mm,高度h=7mm，键长L=28mm。材料为45钢，有轻微冲击，由手册得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=150Mpa。键的工作长度l=L-b=28mm-10mm=18mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm.由公式可得 故挤压强度足够，满足要求。3 中速轴上键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12m,高度h=8,L=36。键的材料为45钢，有轻微冲击，由手册查得许用挤压应力=100200Mpa,取其最小值，=100Mpa。键的工作长度l=L-b=36-12=24，齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够，满足要求。4 低速轴上键的校核 1）低速轴上键的校核已知轴与传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=9mm, L =40mm,材料为45钢，有轻微冲击，由手册查得许用挤压应力=100200Mpa,取最小值长度l=L-b=40-14mm=26mm槽接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm故挤压强度够,满足要求。2）已知轴与传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm, L=50mm,材料为45钢，有轻微冲击，由手册查得许用挤压应力=100200Mpa,取最小值长度l=L-b=50-12mm=38mm槽接触高度k=0.5h=0.58=4mmMpa故挤压强度够，满足要求。四 减速器箱体及附件设计1 减速器的润滑 1）齿轮的润滑因齿轮的圆周速度为V=2.58m/s12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。查参考书表14-1，选用L-AN68全损耗系统用油（GB443-1989），大齿轮浸入油中的深度约12个齿高，但不应少于10个毫米。高速级大齿轮浸油深度齿根高约为0.7倍的齿高，但不小于10毫米；低速级，当V=0.81.2m/s时，大齿轮浸油深度为1个齿高到1/6齿轮半径。2）滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。2 箱体尺寸箱座壁厚=0.025a+ mm，取8 mm箱盖壁厚=0.02a+= mm，取8 mm箱座凸缘厚度b=1.5=12 mm箱盖凸缘厚度 mm箱座底凸缘厚度 mm箱盖肋厚 mm箱座肋厚 mm 地脚螺钉直径 mm ,取16mm地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径 mm ,取12mm箱盖、箱座联接螺栓直径=（0.50.6）=8 mm ，取8mm轴承端盖外径观察孔盖螺钉直径（0.30.4）=4.86.4 mm ，取6mm、至外箱壁的距离=22mm、至凸缘边缘的距离=18mm轴承旁凸台半径mm箱体外壁至轴承座端面距离（510）=4348 mm ，取45mm齿轮顶圆与内箱壁距离mm ，取10mm齿轮端面与内箱壁距离 ，取15mm轴承端面