直圆柱齿轮减速器说明书

1、机械设计课程设计说明书二级圆柱直齿轮减速器专业：机械工程班级：1303班设计者：赫思尧学号：指导教师：王青温徐双满2020-4-18一、设计任务书5设计题目5设计任务5设计时间5传动方案5设计参数（原始数据）6其它条件6任务分析6二、传动方案论证7方案一：原方案7方案二：高速级带传动传动改为齿轮传动7方案三：低速齿轮传动传动改为链传动7三、电动机的选择8电动机的类型和结构型式的选择8电机选择9总传动比的确定及各级传动比分配11理论总传动比11各级传动比的分配及其说明11齿轮传动各级传动比的分配说明11计算传动装置的运动和动力参数12各轴传动和动力参数汇总表（理论值）13五、各级传动的设计计算1

2、5V带传动15高速级齿轮传动设计计算18低速级齿轮设计22六、轴、键、轴承的设计计算及校核26轴最小直径的估算26高速轴及轴上零件的设计和校核28中速轴及轴上零件的设计和校核34低速轴及轴上零件的设计和校核38七、箱体结构的设计40机体的刚度40机体内零件的润滑，密封散热40机体结构的工艺性40附件设计40减速器机体结构尺寸40八、润滑密封设计40九、经济性分析40电机的选择40轴最小直径的选择40轴承的选择40其他零件的选择40十、心得感受40一、设计任务书设计题目混凝土搅拌机上用的传动装置，单项运转两班制工作。设计任务1 、减速器装配图（0号）1张2 、中速轴工程图（3号）1张3 、高速级

3、大齿轮工程图（3号）1张4 、减速器装配图草图（3号）1张5 、设计计算说明书.T份设计时间2015年11月至2016年1月传动方案1-外圈齿轮2-搅拌桶4-展开式两级圆柱齿轮减速器3- 联轴器5-V带6-电机7-输出齿轮设计参数（原始数据）（1） 搅拌机所需功率10kw（2） 传给大齿圈的输入轴转速：60r/min（3）使用年限10年（4）大齿圈直径1500mm,速14r/min其它条件（1）双班制工作、使用期限为10年（有效工作时间48000h）。（2）工作时有轻微震动，单向运转。任务分析1）V带传动需要放在高速级2）采用闭式软齿面斜齿轮传动3）结构要求均匀4）电动机选择：三相异步电动机二

4、、传动方案论证方案一：原方案将传动能力较小的带传动及其它摩擦传动装置布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑及均匀。当装置负裁时，V带通过打滑很好的保护系统/、受损害。带传动布置在高速级更有利于体现其传动平稳、缓冲吸震、减小噪音的特点方案二：高速级带传动传动改为齿轮传动齿轮传动较带传动效率高，传动比更能准确的保证，但更换齿轮较更换V带价格贵，会增加成本，且带齿轮工作噪声大，在工作中会因为扭转变动引起的载荷不均匀现象。方案三：低速齿轮传动传动改为链传动齿轮传动平稳，占用空间小，但后残渣火入齿轮时会影响寿命。链传动安装空间大，且由于搅拌桶的直径较大，所用链条的重量和长度会给工作造成不便，且工作效率

5、也会收到极大的影响。综和考虑后，高速级用带传动，低速级用齿轮传动，即原方案。三、电动机的选择电动机的类型和结构型式的选择根据直流电动机需直流电源，结构复杂，价格高且维护不便等原因，一般在实际生产中较普遍采用三相交流电源的电动机。考虑到粉尘的影响，采用卧式。选择Y系列笼型三相交流异步电动机。它效率高、工作可靠、结构简单、维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好。也适用于某些要求较高起动转矩的机械。电机选择由电动机至工作机的总效率a“0、”1、”2、”3、44分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、搅拌桶的效率取“0=,11=,22=,33=,44=总

6、效率4a=*A4*A3*=4a=电动机所需的输出功率PdDPwPdI-=10/=Kw总电动机额定功率Ped,查表取Ped=15KWPd=KW电动机额定转速n1n4=60r/minn5=14r/minR=kw所以i3=n4/n5=60/14=由机械设计课程指导书（以下未经说明都是这本书）P7查的i1*i2=840,i0=24（i0位为带传动传动比，i1为减速箱高速级传动比，i2为减速箱低速级传动比，i3为减速器输出轴与工作轴的传动比）n1=i0*i1*i2*n4=9609600r/min选择电机及相关参数符合这一范围的异步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min当选择转速

7、高的电动机时，极对少的电动机更便宜，而且带传动结构更紧凑，但使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加。1500转的电机较1000转的电机价格便宜，较3000转的工作噪声小，且由于单向工作，3000转电机不适合。根据以上所述综合考虑，选取nd=1500r/min下面是所选电机的一些参数：选电机：Ped =15 kwn1=1500r/mi四、总传动比的确定及各级传动比分配理论总传动比ia=nm/n5=1460/14=i0*i1*i2*i3ia=式中：nm电动机的满载转速，单位r/min。各级传动比的分配及其说明V带理论传动比2-4,初选i0=两级齿轮理论传动比i1*i2=ia/(i0*i3)=*=

8、i0=齿轮传动各级传动比的分配说明(1)各级传动比应在推荐值内，一发挥其性能，并使结构紧凑。(2)应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。(3)应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。(4)使各级大齿轮直径相近，以使大齿轮有接近的浸油深度，有利于润滑，同时还能使减速器具有较小的轮廓尺寸。(5)不能使高速级传动比过大，否则会使传动零件与零件之间发生干涉碰撞。(6)为了有利于浸油润滑，应使两级大齿轮直径相近，这样做也有利于使传动装置外廓尺寸更加紧凑。应使i1>i2。i1=i2=式中：i-高速级齿轮理论传动比；i2低速级齿轮理论传动比。计算传动装置的运动和动力参数各轴转速n1=1460r/minn5=14

9、r/minn2=n1/i0=1460/=584r/minn3=n2/i1=584/=minn4=n3/i2=60r/min各轴输入功率P1=P2=P1、0=*=KWP3=P2*i1*42=KWP4=P3*i1*t2=KWP5=P4*i1*t2*t3=KWi 1 =i 2=n1=1460n2=584n3=n4=60P1 =P2=P3=P6=P5*t1=KWP4=P5=P6=T1 =T2=T3=T4=T5=各轴输入转矩T1=9550*Pd/nm=9550*1460=N'mT2=T1*ti0*i0=N'mT3=T2*i1*t1*t2=N'mT4=T3*i2*t1*t2=N&#

10、39;mT5=T4*i3*t1*t2*t2=N'm各轴传动和动力参数汇总表（理论值）各轴的输入功率、转矩、转速轴号p(KvyTn(r/min)传动比i效率刀电机轴1460i0=70I584i1=Y1Y2Ri2=Y1m60Y2Y1Y2桶轴14i3=73工作14Y144五、各级传动的设计计算V带传动主要传动参数已知：工作条件为双班工作制，载荷平稳，工作机为带式输送，主要参数如下：电动机功率Pd=kw转速n1=1460r/min,i0=设计计算1 .确定计算机功率Peaca查课本P156表8-8得工作情况系数5Pca=KA*Pd=*=kw2 .选取V带带型由课本P157-表-8-9知，选用B

11、型带3 .确定带轮基准直径(1)初选小带轮的基准直径为dd1由课本P157-表8-9,P155-表-8-7选取，dd1100mm(2)计算大带轮的基准直径由1式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd2dd2dd1i带100=420mm260(3)验算带速V ddm60 10005m /s V 30m/s100 1440 60000 7.536m/s所以选取合适4.由1表8-20确定V带的基准长度和传动中心距0.7(dd1 dd2) a。有 252a0720初选小抵加a0=06000002(dd1 dd2)Ld0 2a0-(d d1 dd2)2(d d24add1)2(2* 600500/22(

12、1180) 4260)2(260 100)2(4504 150g /(4* 600) )2219.981578mm由P145表8-2选带的基准长度 Ld 2180mma a0 (Ld Ld0)考虑到中心距的变化600 (2180 2219.98)/2 580.01mmV=s速度合适amin a 0.017* Ldamax a 0.03* Ld547.3mm645.4mm5.验算主动轮上的包角100/-一180 (dd2 dd1)*57.3/a 180 (450 180*57.3 /58001 15333 120所以主动轮上包角符合要求。6.计算V带的根数ZP04.448kwP00.47kwLd

13、 2180mm查表P155-表8-6,P145-表8-2分别得k0.92(0.930.92)/5*3.3260.927Pr(P0P0)*K*Kl(0.474.448)*0.927*0.994.51得ZPca/Pr19.53/4.514.33所以Z=57、计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)minF0min500pa(2.51)qV2VZK查1表8-3得B型带的单位长度质量q=m所以单根V带的初拉力：(Fo)min=500XPcaX-K“)/(ZXVxKa)+qV2=500XX/X5x+X应使带的实际初拉力Fo>(Fo)min8、计算压轴力Fp主动轮上包角符合要求(Fp)min=2XZX(

14、Fo)minXSin(qi/2)=2X5xXsin0/2)V带传动主要参数汇总表带计算功率基准直径基准度中心距小轮包角根型FCa(mm)Ld(mm)a民1数k kw)dd1dd2(mm)B1804502180547.6455单根带初拉力F0=273 N实际计算结果由以上各步设计计算得带传动的：实际传动比：iv=dd2/ddi=450/180=I轴实际转速：m=nMiv=1460/=584r/minI轴实际转矩：Ti=X106Pi/nI=x106x584=?m高速级齿轮传动设计计算原始数据1、输入转矩Ti=204396N?mm小齿轮转速ni=584r/min理论齿数比n=i'1=2、选定

15、齿轮类型、精度等级及齿数(1)、根据设计方案，采用标准直齿圆柱齿轮(2)、该减速器用于搅拌，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，小齿轮45cr调质处理HBS=280HBS大齿轮45钢正火处理HBS=240HBS由教课书上P207-209页图10-20和10-21带数Z=5Fo=(THlim1=600Mpa,(TFE1=500Mpa(THiim2=550Mpa,(TFE2=380Mpa、精度等级为7级、初选Z1=24得：Z2=Z1ii=24X=圆整取：Z2=87Fp=按齿面接触疲劳强度设计由dit>2kTi(1+1)(ZhZZ/cth)2/(/d上)1、确定公式中各

16、计算数值(1)初选载荷系数K=由课本表10-7,取得：高速级定：(J)d=1由1表10-6,得：乙=(Mpa)1/2(3)由图P203-图20,得：Zh=(an=20o,0t=0o)(4)由图10-26得：£“产，£”2=付.£«1+£«2=所以Z£=(4-£a)A=(5)应力循环系数N=60niXLhXj=60X584X(8X2X300X10)X1_9=x10得：N=N1/N=x109/=X109(6)由1表10-23,查得kHNfkHN2=(7)通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数Sho所以由1

17、表，取S=1(8)(7h1=(kHN10"Hlim1)/S=(X600)/1=576Mpa(Th2=(kHN2(THlim2)/SH=X550)/1因为(Th1>(Th2所以取："=(Thi=576Mpa2、计算(1) dit>2ktTi(+1)(ZhZeZ：e/(th)2/(|)dp)1/3=2XX204396X+1)XX/(1X5402X1/3(2) 齿轮的圆周速度：V=ttd1tXm/(60X1000)二s(3) 齿竟：b=小ddt=1x=(4) 计算载荷系数ka. 由1表10-2查得：kA=b. 根据V=s及齿轮精度为7级由1表10-8,查得：动载系数k

18、v=c. kaE/b=2*T*KA/(b*小d)>100N/mm由1表10-3,查得：齿间载荷分配系数："=kF"=d. 由1表10-4,齿向载荷分布系数kHB二得到动裁系数：k=ka.kv.匕.1=XXX(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1tX(k/kt)1/3=x1/3=计算模数mmt=d1/z1=24=(8)计算齿厚b=(THim1=600Mpao-fe1=500Mpao-Hiim2=550Mpa(tfe2=380MpaZ1=24Z2=87Bt=0oK=(J)d=1按齿根弯曲疲劳强度计算mt，2kTiY(YFaYS.f)/(jdZ2)1/31 .

19、确定公式中各计算数值(1) 计算载荷系数根据kFt=,Ye=+=(2) 由1P200-图10-17和P201-图10-18得：齿形系数：YFa产，YFa2=应力校正系数：YSa1=,Ysa2=查得：弯曲疲劳寿命系数kFN=,kFN2=取安全系数Sf=又已知(TFE=500Mpa,(TFE2=380Mpa最终得到:(Tf1=(kFN1(TFE1)/SF(Tf2=(kFN2(TFE2)/SF(3)计算大小齿轮的Va1YFa1/(TF,并加以比较因为YFa1Ysa1/(TF1=YFa2YSa2/(Tf2=取二者中的大值，得到WaYfJ(TF=(4)计算模数mt>2k-T1-Ye2(YFa-Ys

20、a/(tf)/(一Z12)1/3=2XX204396XX242)1/3(5)计算载荷系数d1=mt*Z1=mmv=m/sb=小dd=mmh=Ze =_ 9N=x 10_ 9N= X10kHN =kHN=S=1(T h= 576Mpab/h=查得：kFB=KA=Kv=KA*2/(b*d1)=m/s>100m/s所以，kFa=得到：kF=kAikvkF«kF«d1>=XXX(6)重新计算模数1/3mF=mt*(K/KFt)=因为mF=<mH=V=s所以m=4整理参数d=96mmd2=348mmb=Z1=24Z2=87kv=b2=80mmb1=85mmm=4中心

21、距a=222mmkHz=kFa=k*低速级齿轮设计原始数据1、输入转矩T=701488N?mm小齿轮转速ni=r/min理论齿数比n=i'产K=d尸2、选定齿轮类型、精度等级及齿数(1)、根据设计方案，采用标准直齿圆柱齿轮(2)、该减速器用于搅拌，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，小齿轮45cr调质处理HBS=280HBs大齿轮45钢正火处理HBS=240HBS由教课书上P207-209页图10-20和10-21(THiimi=600Mpa,(TFE1=500Mpa(THiim2=550Mpa,(TFE2=380Mpa(3)、精度等级为7级(4)、初选zi=3

22、0m=得：Z2=zii=30X=b=圆整取：Z2=81Ye=按齿面接触疲劳强度设计由dit>2kTi(仙+1)(ZhZeZe/)2/(小d小)1/3kFN1=kFN2=0二1、确定公式中各计算数值(9)初选载荷系数K=(10)由课本表10-7,取得：高速级定：%a1=YFa2=(J)d=1YSa1=YSa2=由1表10-6,得：乙=(Mpa)1/2(11)由图P203-图20,得：Zh=(an=20o,0t=0o)(12) 由图10-26得：£“尸，£*行.£«1+£«2=所以Z£=(4-£a)A=(13)

23、应力循环系数N=60n1XLhXj=60XX(8X2X300X10)X1=x108(TF1得：N=N1/p=X108/=X108(14)由1表10-23,查得kHN=,kHN2=CTF2(15)通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安=全系数Sh。所以由1表,取S=1(16)(TH1=(kHN1(THliml)/S=(X600)/1=627Mpa(Th2=(kHN2(THlim2)/SH=X550)/1=605Mpa因为(Th1>(Th2所以取："=(7q2=605Mpa2、计算(1) d1t>2ktT1(+1)(ZhZeZ：e/(th)2/(|)dp)=2XX70

24、1488X+1)XXX2/(1X5402X1/3=mm(2) 齿轮的圆周速度：V=ttd1tXm/(60X1000)=m/s(3) 齿宽：b=小ddt=1x=mm(4) 计算载荷系数kb. 由1表10-2查得：kA=c. 根据V=s及齿轮精度为7级由1表10-8,查得：动载系数kv=d. kaR/b=2*T*KA/(b*小d)>100N/mm由1表10-3,查得：齿间载荷分配系数："=kF"=e. 由1表10-4,齿向载荷分布系数kHB二得到动载系数：k=ka.kv.匕.1=XXX(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1tx(k/kt)1/3=x1/3=m

25、mYFa1 Y SaJb f 1=Wa2 Y Sa2/(T f 2=a YFa/ (TFna>kFa= KA= Kv=kFa=k f=mF=m=4d=96mmd2=348 mm乙二24Z2=87b2=80mmb1=85mm计算模数mmt=di/z1=30=mm(9)计算齿厚b=按齿根弯曲疲劳强度计算mt>2kTiYe2(YFaYS(tf)/(小dZi2)1/31确定公式中各计算数值(1)计算载荷系数根据kFt=,Ye=+=(2)由1P200-图10-17和P201-图10-18得：齿形系数：YFa产，YFa2=应力校正系数：YSa产,Ysa2=查得：弯曲疲劳寿命系数kFN=,kFN

26、2=取安全系数Sf=又已知(TFE=500Mpa,(TFE2=380Mpa最终得到：bf1=(kFN10-FE1)/SF=Mpa(Tf2=(kFN2(TFE2)/SF=Mpa(3)计算大小齿轮的?a1YFa1/(TF,并加以比较因为YFa1YsaJ(TF1=YFa2YSa2/(Tf2=取二者中的大值，得到?aYFa/(TF=(5)计算模数mt>2k-T1-Y?(YFa-Ysa/(tf)/(一Z12)1/3=2XX701488xx302)1/3=mm(6)计算载荷系数d1=mt*Z1=mmv=m/sb=(|)d-d1=mmh=mmm=4中心距a=222mm(T Hlim1 =600Mpao

27、- fe1= 500Mpa"g2= 550Mpa(tfe2= 380MpaZ1=30Z2=81Bt=0ob/h=查得：kFB=KA=Kv=KA*2*T/(b*d1)=m/s>100m/s所以，kFa=得到：kF=kA<kvkF«kF«=XXX(6)重新计算模数1/3m=mt*(KF/KFt)=因为mf=<mH=所以m=整理参数d二135mmd2=mmZ1=30Z2=81m=b2=128mmb1=130mm中心距a=(d1+d2)/2=六、轴、键、轴承的设计计算及校核轴最小直径的估算K=(J)d=Ze=N=x108N=x108kHN=kHN=S=1

28、轴的示意简图:I轴齿轮1II轴齿轮2齿轮3(Th=605Mpadi>V=sb=(1)选取轴的材料为45钢，调质处理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,计算公式为：dA31P1轴为高速轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值，选30MPa即Ao=;3轴为低速轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值,选斤40MPa即Ao=;2为中速轴在两者之间，选百35MPa即Ao=okHa=kFa=kHB=K=di=(2)按1式(15-2),d1min=A(Piii/n川)1/3=X(/584)1/3依次得,d2min=A(Piii/nI

29、II)1/3=x(/1/3.，一，、1/3D3min=Ao(PIII/nIII)=X(/60)1/3=mm(3)因为dmin小于100mm且轴上开启键槽所以，需将最小直径加大补偿键槽对轴的强度的削弱。得到：d1min=mmd1min=mmd1min=mm圆整后，低速轴承受扭矩较大，应放大直径，有d1=40mmd2=60mmd4=75mm高速轴及轴上零件的设计和校核高速轴设计尺寸m=b=Ye=S=YFa1=YFa2=YSa1=YSa2=kFN1=kFN2=(Tf1(TF2Wa1YSa1/0,f1=Wa2YSa2/(Tf2=¥aYFa/(TFb2=128mm123456d40455062

30、5054整理表格得:b1=130mm m=中心距a=(2)轴的各段安装示意图如下具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉(轴和齿轮不想交)，经计算进一步确定确定，123456d404550625054L101623183校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命1、轴的强度校核取轴承齿轮的的中心作为受力点分析T204N?md96mmFt2T/d2204000/964250NFrFttann/cos4250tan200/11546.873NFaFt?tan0MLA72.5mmLB215.5mmRv1215.5Fr/(72.5215,5)1160NRv272.5Fr/(72,5215,5)3

31、87NRh1215.5Ft/(72,5215,5)3187NRh272.5Ft/(72,5215,5)1063NMLALBFt2Fr2LALB,M2(T)2"3ca(其中0.6,W0,1d3)带入数值得o-ca=Mpa<o-1=60Mpad1=40mm轴校检合格。d2=60mmd4=75 mm2、键强度校核轴第一段键，轴直径40mm,选键bxh=14x9,L=90mm,l=L-b=76mm4000T2-=Mpa<p110MPahld校检合格轴第五段，轴直径50mm选键bxh=16x10,L=80mm,l=L-b=64mmp40h0dT2=Mpa<p110MPa校检合

32、格3、轴承强度校核Fa=0Fs1=Fs2=0FR1=S1FR2=S2CCr,3,PX?FrY?F由于轴承只承受径向力，所以PFrFr,Rv2Rh2,所以P,RVR2代入数据有，P1=1131N<P2=33912N一6一所以LhIO（C）60nP所以Lh=x104h<300*16*10=*104d 1=40mmL1=101mmd 2=45mmL2=62mmd 3=50mmL3=31mmd 4=62mmL4=d5=50mmL5=83mm度为12mm连接螺栓直径为M10,选取长度为40mm，配合高速大齿轮齿轮宽为85mm低速小齿轮齿宽为133mm氐速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm大!

33、据轴的直径，查课本得到相关的定位轴肩的轴肩高度，进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围L=10+31+133+85+31=290mm实际轴长应大于此尺寸。(2)轴的各段安装示意图如下：整理表格得:12345d6064726450具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉(轴和齿轮不想交)，结合轴I的尺寸，经计算进一步确定确定12345d6064726450L41781013142校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命1、轴的强度校核取轴承齿轮的的中心作为受力点分析T701N?md135mm由高速轴计算结果可知Fr21546N,Ft24250NFt32T/d2701000/1351

34、0385NFr3Ft2tan2003780Fa3=0取LA71.5mm,LB116.598214.5mm进行受力分析得c)Mid)e) M2f) To-ca=Mpa<o-1=60Mpa轴校检合格键1p=合格键2p=合格c(98116.5)Ft2Ft398K1R3h_-665N214.571.5R4HFr2Fr3R3H1153N同理可得R3v1827N,R4v3168N所以有M1Fr3(71.5116.5)Fr271.5106700N?mmM2Ft3(71.5116.5)Ft271.51650000N?mmMJM12M221652000N?mmW0.1d30.160321600mm3T70

35、1000N?mm,0.6ca乂M(T)19.5MPa160MPaW所以轴的强度满足要求轴校检合格。2、键强度校核轴第4段键，轴直径64mm,选键bxh=18x11,L=70mm,l=L-b=52mm4000T4000701p77MPa<p110MPaphld115264p校检合格键第2段，轴直径64mm选键bxh=18x11,L=125mm,l=L-b=107mmP=Mpa<p110MPaphld校检合格Lh=x104h校检合格3、轴承强度校核Fa=0,Fs1=Fs2=0FR1=S1,FR2=S2CCr,3,PX?FrY?F由于轴承只承受径向力，所以PFrFrRv2RH2,所以 P RRv2Rh2P1=1495 N&l