机械设计课程设计同轴式二级减速器

1、机械设计课程设计说明书 题目： 冋轴式一级减速器 目录 1. 电动机选择及计算 2 2. 总传动比的确定和各级传动比的确定 3 3. 传动零件的设计计算4 4. 轴的设计和计算 12 5. 轴承的选择轴承的校核 10 6. 润滑和密封说明19 7. 拆装和调整说明20 8. 减速器箱体的附件说明 20 9. 设计小结23 10. 参考资料23 电动机选择及计算 1) 原始数据： 运输带牵引力F=1752N- 输带工作速度V=0.75m/s 滚筒直径D=0.27m 2) .电动机型号选择 主要参数： (1 )选择电机类型 按照工作要求和工作条件，选择 丫系列三相异步电动机。 (2 )确定电机容量

2、电动机的输出功率为 由式 Pd d n a Fv17187.75 PW =“ =1.59kw 10001000 汉 0.83 (3 )选择转速卷筒轴I工作转速为 v汇600.75 汇 60 000z . n53.1r / min n dn 270 总传动比i, =840，固电动机转速 F=1752N V=0.75m/s D=0.27m nd =53.1 (8 40)=4252124r /min 型号 额定 功率 (w) 同步转 速(r / min) 满载转 速(r / min) 启动功率 最大功率 额定功率 额定功率 Y100 L1 4 2.2 1500 1430 2.2 2.3 选择同步转速

3、为1500 r /min,型号为Y100L1-4 电动机主要性能参数 Rv =1.59kw 二、总传动比的确定和各级传动比的 分配 a 783 Fd = 1.59kw 满载时电机转速nm =1430 r /min 总传动比ia = 血 =1430 = 26.93 n 53.1 i, =i2 = J26.93 =5.19 n 二 53.1r / min 运动和动力参数： 各轴转速如下： I轴n = nm=1430r/min U 轴nn = nm / i1 = 275.53r/min 川轴n = nm/i = 53.09r/mi n 电动机输出功率为Pd ,巳=1.59kw 电动机型号 Y100L

4、-4 R = pd X 1 = 1.59 X 0.99= 1.574kW Pn = pi X nX 3 = 1.574X 0.98 X 0.97= 1.496kW Rm = Pn X nX 3 = 1.496X 0.98X 0.97= 1.422kW电动机轴的输出转矩 Td =9550_d_ =9550X 1.59/1430=10.7 N m - nm 所以： Ti = Td X 1 =12X 0.99=10.6N m Tn = Ti X i1 X 1 X 2=10.6X 5.19X 0.98X 0.97=55.0 N m- Tm = Tn X i2 X 2 X 3=55.0X 5.19X 0

5、.98X 0.97=285.5N m nd = 1500r / min D = 28mm nm = 1430r /min ia 二 26.93 功率n (r / mi n) 转矩T ( N m) 功率F (kw) 专动比i 效 率 巾/% 电机轴 1430 10.7 1.59 10.9 )9 1轴 1430 10.6 1.57 5.190.9 )8 2轴 275.5 55.0 1.49 5.19 0.9 )8 3轴 53.09 285.5 1.42 10.9 )7 其运动和动力学参数整理于下表 运动和动力学参数 h 丸=5.19 三、传动零件的设计计算 高速级齿轮传动的设计 1）传动件的选择

6、（1）由使用条件，选择圆柱斜齿轮 （2）选取8级精度，按GB/T 10095 n1= 1430 r / min n2= 275.53 r / min na= =53.09 r / min R=1.57kw F2=1.49kw F3=1.42kw Td=10.7N - m （3） 选取齿数 初选小齿轮齿数Z3 =21 2 乙=Z35.19=108.99 取 Z2=109 i=109- 21= 5.19 , x 100% = v 5%满足要求 T1= 10.6N m T?= 55.0 N m T3=285.5N m (4) 选取螺旋角 初选B = 10 齿宽系数 书=1.0 2)按齿面接触强度设计

7、 按式d - 3 2KT U 1 d U ZeZhZZ 订 (1)确定载荷系数K由表使用系数 Ka=1.25 齿轮为8级精度,估计圆周速度v=4,;加0.84，动载系数 Kv =1.07 11 I % = 1.88-3.2 + cosP = 1.70 -0Z4 丿一 ；siitan 1.18 n mnn ;=；一 ；=2.70 由图齿间载荷分布系数K：.=1.41 ,齿向载荷分布系数 K =1.08 K二心仏仆厂2.04 齿轮材料用 45 钢，大齿轮正火 处理，小齿轮调 质处理。 查得区域系数Zh =2.46 (2 )重合度系数因；1取七=1。Z.1 =0.77 (3)螺旋角系数Z，mos?=

8、0.992。查的影响弹性系数 ZE =189.8 jMPa (4) 由图可查得接触疲劳极限应力aHlimi =550MPa , 巧阮=450MPa (5) 由公式计算应力循环次数 N3=60n2L =60 X 275.53 X( 6X 300X 8) =2.39 X 108h N 4 = 3.85 X 107 h 查得寿命系数 Khn3 =1.00, Khn 4 = 1.07 (6) 计算接触疲劳许用应力 Khn3巧1m1 =550 MPa S = KHN4Hlm2 =450MPa S 许用接触应力 吋=吋2 =450MPa (7) 计算小齿轮分度圆直径 3 1 !2KtT3 u+1 ZhZe

9、ZZ8 2 d3 兰 汇“ H E * 卩)=55.20 mm u巧 (8) 计算圆周速度 v-呵3tn2=1.05m/s 60 000 (9 )修正载荷系数：VZ3=0.22 , K；=1.02 100 (10 )修正小齿轮分度圆直径： k=k kV-=1.94，所以：d3=d3 JK=53.83 kvV k =21 Z2=109 书=1.0 Ka =1.25 Kv =1.07 心= 1.41 K0=1.08 K =2.04 ZE =189.8 J MPa Zh = 2.46 Z 汀 0.77 Z0 = 0.992 N3 = 2.3908 (11 )法向模数mn = d3 cos : Za

10、30.919 cos14 22 =2.50mm 取 mn = 2.5mm (14) 计算中心距 圆整取a=150mm (15) 按圆整后的中心距修正螺旋角 z3 + Z40 B = ar ccosmn = 9 98 2a 由于B值变化很小，所以B值不必修正 (15) 计算分度圆直径 d 3=55.20 mm cos : d4= Z4mn =276.70 mm cos - (17)计算齿轮宽度 b4 = d d3心 55mm,b 3=60mm 3)校核齿根弯曲疲劳强度由公式 -F3 2KT3 -F4 J F3YFa4YSa4 YFa3YSa3 (1 ) 重合度系数 Y =0.25 0.75 ；a

11、 = 0.7 (2) 螺旋角系数 P 1 取 L =1,所以0.92 120 (3) 计算当量齿数 N2 =3.85 107 KHN 3 = 1, KHN4 二 1.07 ；H =450MPa D3=55.20mm mn = 2.5mm a= 165mm z3z4 Zv3 =cos=21.98cos=114.11 (4) 查取齿形系数可得YFa1 =2.71, YFa2 =2.15 (5)查取应力修正系数可得Ysai =1.58, 丫竝=1.82 (6)查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 二Fiim3 =420MPa,匚Fiim4 =390MPa; 由图按 N3 =2.39 108, N4 =3.

12、85 107 KFN3 = Kfn4 - 1 (7)计算弯曲疲劳许用应力取失效率为1%,安全系数S=1, 由公式得 (8 )卜 F1= Kfn1；- F Iim1 - 450MPa ；- F2 = K fn 2 - F Iim2 - 390MPa (9) 计算弯曲应力 F3 2 2.04 1.06 10000 33 32.85 1.5 2.71 1.58 0.7 0.863 = 68.58MP l-F3 二F4 = 62.69MPa g 】 低速级齿轮传动设计 对于同轴式二级圆柱齿轮减速器，为使两级在齿轮中心距相等的情 况下，能达到两对齿轮的接触强度相等的要求， 在两对齿轮配对材 料相同，齿宽

13、系数为0.75 四轴的设计和计算 1).初步计算轴径 轴的材料选用常用的45钢 当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算 的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d,计算公式 - = 9 98 d3 =55.20 d4 二 276.70 B=55mm B3=60mm 丫； = 0.7 丫-0.862 Z/ 3 = 21.98 Z/4 =114.11 泉3 =2.71 丫Fa4 二 2.15 YSa3 58 匕4=1.82 4 =53.30mm 为: d2 =276.70mm d _ A b| =40mm b2 =37mm 1, 3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小

14、的 A值；2 轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径， 应取较大的A值；查表取 Ai=A= A2=112o XA| * 3|邑=12.07mm d2 _A2 3 一 - 20.95mm d3 _ A3 332.70mm 考虑到1轴要与电动机联接，初算直径di必须与电动机轴和联轴器 空相匹配，所以初定 di=18mm d 2 =30mm da =35mm 2).轴的结构设计 轴的结构设计 = 18mm d2 二 30mm d3 =35mm 轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零 件或受轴向力时，直径变化要大些，可以取(38)mm,如果仅 为装配方便或区别加工表面，相临直径变化 13，轴上其余

15、 尺寸根据轴承，密封圈，联轴器确定。 轴向尺寸：由轴上的零件轴向尺寸确定。便于定位，轮 毂多于轴肩13mm。 (2)轴承选择 中间轴和高速轴 因轴承同时受经向和轴向力，径向力不是很大，故选用 单列的深沟球轴承，参照工作要求，根据 d”=25mm，标准 精度级的深沟球轴承，型号为6205，尺寸 d x D x B = 25mm x 52mm 乂 15mm。 低速轴 因轴承同时受经向和轴向力，径向力不是很大，故选用单 列的深沟球轴承，参照工作要求，根据=45mm，标准精 度级的深沟球轴承，型号为 6209，尺寸 d x d x B = 40mm 汉 80mm 汉 18mm。 (3) 联轴器的选择

16、高速轴 选择HL型弹性柱销联轴器(GB/T 5014-1985)HL1 da =18mm，半联轴器的长度为 30mm 低速轴 选择HL型弹性柱销联轴器(GB/T 5014-1985)HL2 da =35mm，半联轴器的长度为60mm (4) 键的选择 1).键的选择 1轴键槽部分的轴径为18mm选择普通圆头平键C型 键5 汇35, b =5mm, h =5mm, L =35mm 2轴左端键槽部分的轴径为32mm选择普通圆头平键 键 10 =40,b = 10mm, h = 8mm, L = 40mm 右端键槽部分的轴径为32mm选择普通圆头平键 键 10 江50山=10mm, h =8mm,

17、L =50mm 3轴键槽轮毂处部分的轴径为48mm选择普通圆头平键 键 14 x45,b = 14mm, h = 9mm, L = 45mm 联轴器轴段轴颈为35mm选择普通圆头平键C型 键 10 x50,b = 10mm, h = 8mm, L = 50mm 2) 键的强度计算 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 3 2T X10 小1 S =勻町 kid 查表钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa所以取 tip =100MPa 3轴轮毂段键的强度计算 T3 =285.5N m k3 =0.5h3 = 4.5mm I3 = L3 b3 =31mm 所以bP

18、3 =57.16MPa Wp 满足强度条件 (5)轴的校核(输出轴) 画出弯矩扭矩图 2Ta Ft4 -2063.60 N d4 tanc(n Fr4 =Ft-n =762.62N cos P Fa4 二 Fttan ： =362.95N F Nv1 56.52063.60 109 Fnv2 52.52063.60 109 = 1069.66 N = 993.94 N F Nh1 138.35 362.95 -762.62 56.5 门 65.38N 109 FNh2 138.35 362.95 762.62 52.5 828 N 109 受力简图: FN1距FR52.5mm, FR距FN25

19、6.5mm，总长 109mm 键 14 45,b =14mm, h =9mm, L =45mm $3 一 二 p =100MPa 弯矩扭矩图如下: 垂直弯矩最大值：56.16NM 水平弯矩最大值：56.69NM 水平弯矩转折值：3.43NM 总弯矩最大值：79.8NM 总弯矩转折值：56.26NM 危险截面为箭头位置 查表得：B=0.92, %=0.84, g =0.78 求安全系数校核（设为无限寿命，kN=1）得 M1T 0 =1.5 结论：截面A足够安全 五、轴承的选择轴承的校核 选择使用深沟球轴承，根据轴直径 d=45mm选用深沟球轴承的型号 为 6209, 主要参数如下：D=85mm

20、； B=19mm d=45mm 基本额定静载荷C o=20.7 kN 基本额定动载荷C =31.7 kN Mk=79.8N.m Tma=285.5N.m S=9.16 Fa =334.69N P = 2050.86N Fa =334.69N B =1163.4N iF CO = 0.016;e =0.194 Fr 334.69 1228.5 ，查表得 = 0.27 e Xi=0.56, Y1=2.03 Lh10 =946902.2h Fa2 Fr2 =02m/s 60 1000 故取润滑油润滑 取浸油深度h=70mm大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油 使用普通工业齿轮油SH-150滑油。

21、轴承采用润滑油飞溅润滑，结构设计油沟。 2) .密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面 允许涂以密圭寸胶或水玻璃。 七拆装和调整说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小 将影响轴承的正常工作。对第二轴和第三轴（中间级和低速级）轴 直径分别为25mn和45mm寸，可取游隙为0.040.07mm 对高速级 的角接触轴承轴直径为25mm可取游隙为0.050.1mmo 在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点， 侧隙和接触 斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符 合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位

22、置。 八减速器箱体的附件说明 对附件设计 A视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够 的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔 与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密 封，盖板用铸铁制成，用 M8紧固 B油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起 一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C油标： 米用M12圆形压配式油标 D通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在 机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，

23、以便达到体内为压力平衡 . E盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 F定位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘 的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 G吊耳：起吊箱盖。 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 CT cr=0.025a +3 兰8 i0mm 箱盖壁厚 6 5 =0.02a +3 A8 i0mm 箱盖凸缘 厚度 bi bi =1.5刁 i5mm 箱座凸缘 厚度 b b = 1.5cr i5mm 箱座底凸 缘厚度 b2 b2 =2.5厲 25mm 地脚螺钉 直径 df

24、 df =0.036a +i2 i6mm 地脚螺钉 数目 n a1.2 a 15mm 齿轮端面 与内机壁 距离 A2ct 15mm 机盖，机 座肋厚 m1, m m, &：0.85Qi,m st0.85y 8mm 8mm 轴承端盖 外径 D2 D2 =D +5d3 92mm 102mm 135mm 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度， 箱体的一些结构尺 寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、 材料消耗、质量和成本，均有重大影响，但由于其形状的不规则和 应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算。 但是可以根 据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的 刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散 热、润滑等因素后确定的。窥视孔盖尺寸是以保证可以看到传动件 啮合取位置，并有足够大小保