二级展开式圆柱齿轮减速器设.docx

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1、二级展开式圆柱齿轮减速器设目 录 一设计任务书1 二传动方案的拟定及说明3 三电动机的选择3 四计算传动装置的运动和动力参数4 五传动件的设计计算5 六轴的设计计算14 七滚动轴承的选择及计算26 八箱体内键联接的选择及校核计算27 九连轴器的选择27 十箱体的结构设计29 十一、减速器附件的选择30 十二、润滑与密封31 十三、设计小结32 十四、参考资料33 一、设计任务书： 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器 1. 总体布置简图： VDF 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 2. 工作情况： 1 载荷平稳、单向旋转 3. 原始数

2、据： 输送带的牵引力F：2.1 输送带滚筒的直径D：450 输送带速度V：1.4 带速允许偏差：5 使用年限：10 工作制度：2 4. 设计内容： 1) 电动机的选择与运动参数计算； 2) 直齿轮传动设计计算； 3) 轴的设计； 4) 滚动轴承的选择； 5) 键和联轴器的选择与校核； 6) 装配图、零件图的绘制； 7) 设计计算说明书的编写。 5. 设计任务： 1) 减速器总装配图一张； 2) 齿轮、轴以及箱座零件图各一张； 3) 设计说明书一份； 6. 设计进度： 1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计 2 3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草

3、图绘制 4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二、传动方案的拟定及说明： 由题目所知传动机构类型为：展开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：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。 三、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系列的电动机。 2 电动机容量的选择： 1） 工作机所需功率 Pw Pw=FV/1000hw3.1kW 2） 电动机的输出功率Pd PdPw/ h=h轴承h齿轮h链

4、h联轴器=0.8632由于，故：Pd3.6kW 3 3 电动机转速的选择： 根据nd=(i1i2in)nw，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17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW，满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。 四、 计算传动装置的运动和动力参数： 1. 计算总传动比： 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比i： 由于nw=1.4601000/(pD)=59.41， 故计算得到总传动比：i=24.24 2. 合理分配各级传动比： 由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的

5、浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式 3.分配传动比： i1=1.3i1因为i=24.24，取i=24，i此时速度偏差为0.5%=5.61,i2=4.32， 5% ，所以可行。 五、 各轴转速、输入功率、输入转矩： 低速轴项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II III 滚筒轴IV 4 转速 功率 转矩 传动比 效率 1440 4 26.5 1 1 1440 3.96 26.3 1 0.99 256.7 3.80 141.4 5.61 0.96 59.4 3.65 586.8 4.32 0.96 59.4 3.50 562.7 1 0.94 五、传动件设计计算： 直齿圆柱齿轮具

6、有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。 I-II轴高速传动啮合的两直齿轮： 1 选精度等级、材料及齿数： 1） 材料及热处理； 选择小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2） 精度等级选用8级精度； 3） 试选小齿轮齿数z1=19，大齿轮齿数z22 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 按式试算，即 3=107的； d2.32KtTu+1ZEduH24） 确定公式内的各计算数值： 5 度极限试选Kt =1.3； =2.5； 由图1

7、030选取区域系数ZH由表107选取尺宽系数Fd=1； 由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa； 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强sHlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限sHlim2=550Mpa； 由式1013计算应力循环次数： N1 =60n1jLh=6014401(2830010)=4.2109 N2=N1/5.61=0.75109=0.92； 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.88；KHN2计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数SsH1=0.88600=528MPa=1，由式得 sH25） 计算过程： =0.92550=5

8、06MPasH=minsH1,sH2=506MPa试算小齿轮分度圆直径d1t： 3d1t2.323KtT1u+1ZEduH1.326.3101322=2.32v=6.61189.85.61506=41.36mm 计算圆周速度： pd1tn2601000=p41.361440601000=3.11m/s计算齿宽、模数及齿高等参数： 6 齿宽b=Fdd1t模数m=d1tz1=141.36=41.36mm=41.3619=2.18 齿高h=2.25m=2.252.18=4.91mm 齿宽与齿比为b/h=41.36/4.91=8.42 计算载荷系数K： 已知载荷平稳，所以取KA=1； 根据v=2.93

9、m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV对于直齿轮 KHa=KFa=1 =1.1； ； 由表10-4 插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHb=1.450KFb=1.48由b/h=8.42,查图10-13得，故： K=KAKvKHaKHb=11.111.48=1.628 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 得 d1=d1t计算模数m d1z13K/Kt=41.3631.628/1.3=45.05mm m=3 =45.0519=2.37mm 按齿根弯曲强度设计： 由式(1017) m32KT1YFaYSa2Fdz1 7 确定计算参数： 1) 由图10-20c查的小齿轮的

10、弯曲疲劳强度极限sF1=500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限sF2=380Mpa2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.93 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 ，由式10-12 得： sF1= KFN1sFE1/S=303.57Mpa sF2= KFN2sFE2/S=252.43Mpa 4) 查取齿型系数和应力校正系数 由表105 查得 YFa1=2.850；YFa2=2.175 由表105查得YSa1=1.540；YSa2=1.798 5) 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较 YFa1YSa1=2.851.54303.57=0.0145

11、6 F1YFa2YSa2=2.1751.798=0.01549 F2252.43 大齿轮的数值大。 6) 计算载荷系数 K=KAKVKFaKFb=11.111.48=1.6287) 设计计算 3m21.62826.3103119210.01549=1.54 最终结果：m=1.54 4 标准模数选择： 8 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.54优先采用第一系列并就近圆整为标准值m的的分度圆直径的d1=45.05mm 1)小齿轮齿数 z

12、1=d1/m=25.525，取z1=23 =2mm，按接触疲劳强度算2） 大齿轮齿数 z2=z15.61=129， 取z2=129 5.几何尺寸计算： 1) 计算中心距： a=(z1+z2)m2=152mm 2) 计算大、小齿轮的分度圆直径： d1=z1m=46mm，d2=z2m=258mm 计算齿轮宽度： b=fdd1 b=46mm 小齿轮齿宽相对大一点因此 B1=50mm，B2=46mm3) 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 II-III轴低速传动啮合的两直齿轮： 1. 选精度等级、材料及齿

13、数(与上面两对齿轮相同)： 1） 材料及热处理： 选择小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2） 3） 精度等级选用8级精度； 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=103的； 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 按式试算，即 3dt2.32KtTu+1ZEduH24） 确定公式内的各计算数值 =1.3； 试选Kt 由图1030选取区域系数ZH2.5； 由表107选取尺宽系数Fd=1； 表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa 由图1021d按齿面硬度

14、查得小齿轮的接触疲劳强度极限sHlim1=600Mpa； 大齿轮的接触疲劳强度极限sHlim2=550Mpa； 由式1013计算应力循环次数： 10 N1=60n1jLh=60256.71(2830010)=0.7410N2=N1/4.32=1.711089=0.92； 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=1.86；KHN2计算接触疲劳许用应力： S=1 取失效概率为1，安全系数SsH1=0.86600=516MPa=1，由式得： sH25） =0.92550=506MPasH=minsH1,sH2=506MPa计算过程： 试算小齿轮分度圆直径d1t 3d1t2.32KtT1u+1ZEd

15、uH325.324.32189.85062=2.321.3141.41013=73.54mm 计算圆周速度 v=pd1tn2601000=p73.54256.7601000=0.99m/s 计算齿宽b及模数m b=Fdd1t=173.54=73.54mm m=d1tz1=73.5424=3.06 齿高h=2.25m=2.253.06=6.89mm 齿宽与齿高比b/h=73.54/6.89=10.67 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1； 根据v=0.99m/s,8级精度，由图108查得动载系数11 KV=1.06； 由于直齿轮 KHa=KFa=1 ； 由表10-4 插值法查的8级精度

16、、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHb=1.463； Fb由b/h=8.44，查图10-13得K K=1.461； =KAKvKHaKHb=11.0611.463=1.55 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 得 d1=d1t3K/Kt=73.5431.55/1.3=77.98mm 计算模数m m=d1z1=77.9824=3.25mm 3. 按齿根弯曲强度设计： 由式(1017) m1） 32KT1YFaYSa2Fdz1确定计算参数 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限sF1=500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限sF2=380Mpa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=

17、0.87 KFN2 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4=0.91 ，由式10-12 得 sF1= KFN1sFE1/S=310.7Mpa sF2= KFN2sFE2/S=247MPa 12 查取齿型系数和应力校正系数 由表105 查得YFa1=2.650；YFa2由表105查得YSa1=1.580；YSa2计算大、小齿轮的YFa1YSa1YFaYSa=2.180 =1.790 F并加以比较 F1YFa2YSa2=2.651.58310.72.181.79247=0.01348 =0.01580 F2= 大齿轮的数值大。 计算载荷系数 K=KAKVKFaKFb=11.0611.461=1

18、.552) 设计计算 m321.55141.4101241230.01580=2.29 最终结果：m=2.29 4. 标准模数的选择： 由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d1=77.98mm 小齿轮齿数 13 z1=d1/m=31.2，取z1=31 大齿轮齿数 z2=z14.32=134 5. 几何尺寸计算： 1）计算中心距： a=(z1+z2)m

19、2=206mm 2) 计算大、小齿轮的分度圆直径： d1=z1m=77.5mm d2=z2m=335mm计算齿轮宽度： b=fdd1 b=77.5mm小齿轮齿宽相对大一点因此 B1=82mm，B2=78mm3) 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。 六、轴的结构设计和强度校核： 第一部分 结构设计 1. 初选轴的最小直径： 选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。 取Ao=112，=3040MPa 14 1轴 取d1=18mm 2轴 3轴 2. 初选轴承： 15.69mm，考虑到联轴器、键槽的影响， 27

20、.50mm，取d2=30mm44.20mm， 取d3=45mm1轴高速轴选轴承为7206C 2轴中间轴选轴承为7208C 3轴低速轴选轴承为7211C 各轴承参数见下表： 轴承代号 7206C 7208C 7211C 基本尺寸/mm d D B 30 62 16 40 80 18 55 100 21 安装尺寸/mm da Da 36 56 47 73 64 91 基本额定/kN 动载荷Cr 23 36.8 52.8 静载荷Cor 15 25.8 40.5 3. 确定轴上零件的位置和定位方式： 1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球

21、轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。 2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。 3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。 15 高速轴的结构设计： 4020253040463454329050430321）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： a) 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20mm。 b) 考虑到联轴器的

22、轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为25。 c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用7206C型，即该段直径定为30mm。 d) 该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 e) 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46mm。 f) 轴肩固定轴承，直径为40mm。 g) 该段轴要安装轴承，直径定为30mm。 16 2)各段长度的确定： 各段长度的确定从左到右分述如下： h) 该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm，该段长度定为34mm。 i) 该段取32mm。 j) 该段安装轴承，参照

23、工作要求长度至少16mm，考虑间隙取该段为22mm。 k) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离，还有二级齿轮的宽度，定该段长度为90mm。 l) 该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段50mm。 m) 该段轴肩选定长度4mm。 n) 该段与c段相同取22mm。 o) 轴右端面与端盖的距离为10mm。 中间轴的结构设计： 4046583880846444049 17 1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径： a) I段轴用于安装轴承7208，故取直径为40mm。 b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径定为46mm。 c) III段为轴肩

24、，相比较比II段取直径为58mm。 d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为46mm。 e) V段安装轴承，与I段相同直径为40mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度： a) I段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208C宽度B=18，该段长度选为28mm。 b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80mm。 c) III段为定位轴肩，长度略小8mm。 d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。 18 低速轴的结构设计： 7255606055437684850533856461) 拟定轴上零件的装配方案轴的各

25、段直径 a) I段轴用于安装轴承7211C，故取直径为55mm。 b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经强度计算，直径定为60mm。 c) III段为定位轴肩，取72mm。 d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为60mm。 e) V段安装轴承，与I段相同直径为55mm。 f) VI段直径53mm g) VII段直径与弹性注销选择有关，取LX3，直径为46mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 a) I段轴承安装轴承和挡油环，7211C宽度B=21，该段长度选为30mm。 b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为76mm。 c) III段为定位轴

26、肩，长度略小8mm。 19 d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为50mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。 f) VI长度为32mm。 g) VII长度与联轴器有关，取56mm。 第二部分 强度校核 I高速轴： 对于角接触球轴承7206C从手册中可以查得a=14.2mm 校核该轴和轴承：L1=82.8mm L2=120.0mm L3=30.8mm 轴的最小直径：d1=18mm， 轴的抗弯截面系数：W10.1d31=583.2mm3作用在齿轮上的力： F2T1t1=d=226300=2922N118Fr1=Ft1tana=2922tan20=1064N按弯扭合成

27、应力校核轴的强度： 20 82.8120.8Ft130.8FH1MHFH2FH1=30.8161.6Ft1=557N FH2=Ft1-FH1=2365N Fr1MH=120.8FH1=67Nm FV1=FV1MVFV230.8161.6Fr1=203N FV2=Fr1-FV1=861NMV=120.8FV1=24.5Nm M总弯矩：Mm=MH+MV=71.3Nm 22扭矩：T1=26.3Nm T45钢的强度极限为s荷，所以a=0.6。 p=275MPa，又由于轴受的为脉动循环载sp=M2m+(aT1)W2=125MPa=8mm；a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=206.25， d=8.1

28、6=8满足要求，取壁厚d=10mm； 箱盖壁厚d1=，d1=8mm ，则d1=8.5mm； 地脚螺栓直径d=0.036a+12=19.4 ，选择M20； f 地脚螺栓数目：由于a=20650mm c1+c2+(5L1 D1 D2 m1 8)mm =d 15mm =d 1220mm 0.85d1 7.5mm 0.85d 8.5mm 图6-27 D2=D0+2.5d3mm 图 7-2 凸台外径 m2 D2 s十一、减速器附件的选择： 1. 通气器： 由于在室内使用，选通气器，采用M181.5。 2. 油面指示器： 选用游标尺M16。 3. 起吊装置： 30 采用箱盖吊耳、箱座吊耳。 4. 放油螺塞

29、： 选用外六角油塞及垫片M161.5。 十二、润滑与密封： 油面hfho255141h1H19hs1. 齿轮的润滑： 根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型： 由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，II级大齿轮浸油高度hf约为0.7个齿高但不少于10mm，该大齿轮齿高hf=2.510mm，所以II级大齿轮浸油高度取hf=11mm。 III级大齿轮浸油高度hs大于一个齿高小于1/6半径，由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39mm。所以大齿轮的浸油深度选为hs=50mm。 大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为3050mm，所以选取的油池深度ho为80mm 31 甩油环2

30、. 滚动轴承的润滑： 由于轴承周向速度为0.99小于2m/s，所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。 3. 润滑油的选择： 齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 轴承润滑脂，选用通用锂基润滑脂ZL1，普遍应用在各种机械部位。 4. 密封方法的选取： 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为B25-42-7-ACM，B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十三、设计小结： 经过十几天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.

31、在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设 32 计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解. 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、AutoCAD软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实

32、际脱节。在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。 参考资料： 1机械设计课程设计，高等教育出版社，李育锡主编，XX年6月第1版； 2机械设计课程设计，北京大学出版社，许瑛主编，XX年8月第1版； 33 3机械设计课程设计，科学出版社，巩云鹏，田万禄，张伟华，黄秋波主编，XX年3月第一版； 4机械设计综合课程设计，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，XX年1月第二版； 5机械设计，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，XX年5月第八版； 6机械原理，高等教育出版社，孙桓，陈作模，葛文杰主编，XX年5月第七版； 7机械制图，西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平主编，XX年9月第2版； 8机械精度设计与检测技术，国防工业出版社，王玉主编，XX年8月第1版。 34