机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc

0机械设计课程设计机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器同轴式二级圆柱齿轮减速器目录目录一、设计任务书一、设计任务书 .1二、传动方案的拟定及说明二、传动方案的拟定及说明.1三、电动机的选择三、电动机的选择.3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比.3五、计算传动装置的运动和动力参数五、计算传动装置的运动和动力参数.4六、传动件的设计计算六、传动件的设计计算.51. V 带传动设计计算.52. 斜齿轮传动设计计算.7七、轴的设计计算七、轴的设计计算.121. 高速轴的设计.122. 中速轴的设计.153. 低速轴的设计.19精确校核轴的疲劳强度 .22八、滚动轴承的选择及计算八、滚动轴承的选择及计算.261. 高速轴的轴承.262. 中速轴的轴承.273. 低速轴的轴承.29九、键联接的选择及校核计算九、键联接的选择及校核计算.31十、联轴器的选择十、联轴器的选择.32十一、减速器附件的选择和箱体的设计十一、减速器附件的选择和箱体的设计.32十二、润滑与密封十二、润滑与密封 .33十三、设计小结十三、设计小结 .34十四、参考资料十四、参考资料.351设计计算及说明结果一、一、设计任务书设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器 1. 总体布置简图2. 工作情况 工作平稳、单向运转 3. 原始数据运输机卷筒 扭矩 （Nm）运输带 速度 （m/s）卷筒直径 （mm）带速允许 偏差 （%）使用年限 （年）工作制度 （班/日）13500.703205102 4. 设计内容 (1) 电动机的选择与参数计算 (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 1 张（0 号或 1 号图纸） (2) 齿轮、轴零件图各一张（2 号或 3 号图纸） (3) 设计计算说明书一份二、二、传动方案的拟定及说明传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用 V 带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采2用 V 带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果3min/778.413207 . 0100060100060rDvnw三、三、电动机的选择电动机的选择1. 电动机类型选择 按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧 式封闭结构。 2. 电动机容量(1) 卷筒轴的输出功率wPkWvDT FvPw90625. 5100070. 0320. 013502100021000(2) 电动机的输出功率dPw dPP 传动装置的总效率542 33 21式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由21,机械设计课程设计 （以下未作说明皆为此书中查得）表 2-4 查得：V 带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性955. 019875. 0297. 03联轴器；卷筒轴滑动轴承，则9925. 04955. 0582015. 0955. 09925. 097. 09875. 0955. 023故 kWPPw d2014. 782015. 09625. 5(3) 电动机额定功率edP由第二十章表 20-1 选取电动机额定功率。kWPed5 . 73. 电动机的转速由表 2-1 查得 V 带传动常用传动比范围，由表 2-2 查得两级同轴式圆42'1i柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为608'2ikWPw90625. 582015. 0kWPd2014. 7kWPed5 . 7设计计算及说明结果4min/10026668'''21riinnwd可见同步转速为 750r/min、1000r/min、1500r/min 和 3000r/min 的电动机均符合。这 里初选同步转速分别为 1000r/min 和 1500r/min 的两种电动机进行比较， 如下表：电动机转速 （r/min）传动装置的传动比方 案电动机 型号额定功 率 （kW）同步满载电动机 质量 （kg）总传动比V 带 传动两级减 速器1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554 由表中数据可知两个方案均可行，但方案 1 的电动机质量较小，且比价低。因 此，可采用方案 1，选定电动机型号为 Y132M-4。 4. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由表 20-1、表 20-2 查出 Y132M-4 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸， 并列表记录备份。型号额定功 率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKL×质量 （kg）1323880331251510×81四、四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 传动装置总传动比468.34778.411440wm nni2. 分配各级传动比取 V 带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为5 . 21i787.135 . 2 468.34132iiii713. 332 ii所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。32ii 468.34i5 . 21i713. 332 ii设计计算及说明结果5五、五、计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速 电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴 转速为min/78.45713. 313.155min/13.155713. 3576min/5765 . 2 1440min/144032 21 10 0rinnrinnrinnrnnm2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 edPkWPPkWPPkWPPkWPPed5718. 697. 09875. 08608. 68608. 697. 09875. 01625. 71625. 7955. 05 . 75 . 73223211003. 各州转矩mNnPTmNnPTmNnPTmNnPT92.137078.455718. 69550955036.42213.1558608. 69550955075.1185761625. 79550955074.4914405 . 795509550 00 0电动机轴高速轴中速轴低速轴转速 （r/min）1440576153.640.96功率（kW）7.206.916.646.37 转矩（）mN 49.74118.75422.361370.92设计计算及说明结果6六、六、传动件的设计计算传动件的设计计算1.1. V V 带传动设计计算带传动设计计算 （1 1）确定计算功率确定计算功率 由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计 （V 带设计部分未作说明皆查此书）表 8-7 得， 工作情况系数2 . 1AKkWPKPdAca95 . 72 . 1（2 2）选择选择 V V 带的带型带的带型由、 由图 8-11 选用 A 型caP0n（3 3）确定带轮的基准直径确定带轮的基准直径并验算带速并验算带速ddv初选小带轮的基准直径。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径1ddmmdd1251验算带速 v。按式(8-13)验算带的速度smndvd/425. 91000601440125 10006001,故带速合适。smvsm/30/5因为计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径2ddmmdiddd5 .3121255 . 2112根据表 8-8，圆整为mmdd3152（4 4）确定确定 V V 带的中心距带的中心距 a a 和基准长度和基准长度dL根据式(8-20)，初定中心距。mma5000由式(8-22)计算带所需的基准长度mmaddddaaddddaLdd dddd ddd2 .17095004)125315()315125(250024)()(224)()(22202 12 210 02 12 2100由表 8-2 选带的基准长度mmLd1800kWPca9A 型mmdd1251mmdd3152mmLd1800设计计算及说明结果7按式(8-23)计算实际中心距 a。mmLLaadd4 .54522 .1709180050021 0中心距变化范围为 518.4599.4mm。（5 5）验算小带轮上的包角验算小带轮上的包角190160545.43 .57)125315(180a3 .57)(180121dddd（6 6）确定带的根数确定带的根数 计算单根 V 带的额定功率由和，查表 8-4a 得mmdd1251min/14400rn kWP91. 10根据，i=2.5 和 A 型带，查表 8-4b 得min/14400rn kWP03. 00于是得，表得查表99. 0K2895. 0K58LkWkWKKPPPLr8246. 191. 1)(00 计算 V 带的根数 z。93. 48246. 19rca PPz取 5 根。（7 7）计算单根计算单根 V V 带的初拉力的最小值带的初拉力的最小值min0)(F由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m，所以NNqvzvKPKFca165425. 91 . 0425. 9595. 09)95. 05 . 2(500)5 . 2(500)(22 min0应使带的实际初拉力min00)(FF （8 8）计算压轴力计算压轴力pFNFzFp16222152sin165522sin)(2)(1 min0minmma4 .54516015 根NF165)(min0NFp1622)(min设计计算及说明结果82.2. 斜齿轮传动设计计算斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速mmNTT4 11062.36，传动比。min/23.1321rnn63. 33 ii（1 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选 7 级精度（GB10095-88） 由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS；大齿 轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数241z872463. 312ziz初选取螺旋角14（2 2）按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 按式(10-21）试算，即321 1)(12HEHdt tZZ uuTKd确定公式内各计算数值a)试选载荷系数6 . 1tKb)由图 10-30 选取区域系数433. 2HZc)由图 10-26 查得，88. 0,78. 02166. 188. 078. 021d)小齿轮传递的传矩mmNT4 11062.36e)由表 10-7 选取齿宽系数1df)由表 10-6 查得材料弹性影响系数218 .189 MPaZEg)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502limh)由式 10-13 计算应力循环次数：8811 28 111005. 163. 31081. 31081. 3)1030082(123.1326060iNNLjnNh斜齿圆柱齿轮 7 级精度241z14设计计算及说明结果9i)由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数98. 0,94. 021HNHNKKj)计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式(10-12)得 MPaMPaSKMPaMPaSKHHN HHHN H539155098. 0;564160094. 02lim2 21lim1 1k)许用接触应力 MPaHH H5 .5512539564 221计算a)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1mmmmdt78.855 .5518 .189433. 2 63. 3163. 366. 111062.366 . 123241b)计算圆周速度smsmndvt59. 010006023.13278.85 10006011c)齿宽 b 及模数 mnt98.1081. 7/78.85/81. 747. 325. 225. 247. 32414cos78.85cos78.8578.850 . 1111hbmmmmmhmmmmzdmmmmmdbntt nttdd)计算纵向重合度903. 114tan241318. 0tan318. 01zde)计算载荷系数 K由表 10-2 查得使用系数根据，7 级精度，由图 10-8 查1AKsmv59. 0得动载系数；由表 10-4 查得；由表 10-3 查得03. 1vK4271.HK；图 10-13 查得1 . 1FHKK32. 1FKmmdt40.921smv7505. 0设计计算及说明结果10故载荷系数： 62. 1427. 11 . 103. 11HHVAKKKKKf)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得mmmmKKddtt14.866 . 1 62. 178.853311g)计算模数nmmmmmzdmn48. 32414cos14.86cos11（3 3）按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式(10-17)32 12 1 cos2FSaFadnYYzYKTm确定计算参数 a)计算载荷系数86. 128. 14 . 104. 11FFVAKKKKKb)根据纵向重合度，从图 10-28 查得螺旋角影响系数903. 188. 0Yc)计算当量齿数43.9714cos89 cos27.2614cos24 cos332 2331 1 zzzzvvd)查取齿形系数由表 10-5 查得185. 2,592. 221FaFaYYe)查取应力校正系数由表 10-5 查得787. 1,596. 121SaSaYYf)计算弯曲疲劳许用应力由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯MPaFE5001曲疲劳强度极限MPaFE3802mmmn97. 3设计计算及说明结果11由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数88. 0,84. 021FNFNKK取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式(10-12)得 MPaSKMPaSKFEFN FFEFN F9 .2384 . 1 50088. 00 .3004 . 1 50084. 022 211 1g)计算大、小齿轮的，并加以比较FSaFaYY 01634. 09 .238787. 1185. 201379.0300596. 1592. 2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大 设计计算 mmmmmn81. 201634. 066. 124114cos88. 01036.42286. 123 223 对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强nm度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲mmmn3劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。mmd19.981于是由76.31314cos19.98cos1 1nmdz取，则321z11924713. 312 uzz（4 4）几何尺寸计算几何尺寸计算 计算中心距 mmmmmZZan43.23314cos2311932 cos221将中心距圆整为 233mm 按圆整后的中心距修正螺旋角mmmn81. 2321z1192zmma43.233设计计算及说明结果1255331323323)11932(arccos2arccos21 amZZn因值改变不多，故参数等不必修正HZK ,计算大、小齿轮的分度圆直径mmmmmZdmmmmmZdnn24.367553313cos3119 cos75.98553313cos332 cos2 21 1 计算齿轮宽度mmmmdbd75.9875.9811圆整后取mmBmmB100,10521由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完 全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度 一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋， 大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713 模数(mm)3螺旋角中心距(mm)233 齿数3211932119 齿宽(mm)105100105100 分度圆98.75367.2498.75367.24 齿根圆91.25359.7491.25359.74直径(mm)齿顶圆104.75373.24104.75373.24 旋向左旋右旋右旋左旋mmdmmd24.36775.9821 mmBmmB10010521 设计计算及说明结果553313 13七、七、轴的设计计算轴的设计计算1.1.高速轴的设计高速轴的设计(1)(1) 高速轴上的功率、转速和转矩高速轴上的功率、转速和转矩转速 （）min/r高速轴功率 （）kw转矩 T（）mN 5766.91118.75(2)(2) 作用在轴上的力作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=98.75 ，根据机械设计 （轴的设计计dmm算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则NtgFFNtgFFNdTFtant rt37.8752006.2405tan49.900553313cos2006.2405costan06.24051075.9875.118223 NFp1622(3)初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得1120AmmnPAd64.2557691. 6112330min(4)(4) 轴的结构设计轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）NFNFNFart37.87549.90006.2405NFp1622mmd64.25min设计计算及说明结果 142）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足 V 带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=32mm。V 带轮与轴配合的长度 L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在 V 带轮 上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 L1略短一些，现取 L-=75mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥 滚子轴承。参照工作要求并根据 d-=32mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本 游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故 d-=d-=35mm；而 L-=21+21=42mm，L-=10mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30308 型轴承的定位轴肩高 度 h=4.5mm，因此，套筒左端高度为 4.5mm，d-=44mm。 取安装齿轮的轴段-的直径 d-=40mm，取 L-=103mm 齿轮的左端与左 端轴承之间采用套筒定位。 轴承端盖的总宽度为 36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承 端盖的装拆，取端盖的外端面与 V 带轮右端面间的距离 L=24mm，故取 L-=60mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的轴向定位 V 带轮与轴的周向定位选用平键 10mm×8mm×63mm，V 带轮与轴的配合为 H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键 12mm×8mm×70mm，为了保证齿轮与轴配 合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位 是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图451.2轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7530与 V 带轮键联接配合-6032定位轴肩-4235与滚动轴承 30307 配合，套筒定位-10340与小齿轮键联接配合-1044定位轴环-2335与滚动轴承 30307 配合总长度313mm（5）求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a 值。对于 30307 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=18mm。因此，轴的支撑跨距 为 L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可15以看出截面 C 是轴的危险截面。先计算出截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列于下表。设计计算及说明结果16设计计算及说明结果17载荷水平面 H垂直面 V支反力 F，NFNH11431NFNH12622，NFNV22371NFNV15162C 截面 弯矩 MmmNLFMNHH8518532 mmNMLFMaNVV 14555132总弯矩mmNMMMVH168646145551851852222 max扭矩mmNT118750（6）按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的6 . 0 计算应力MpaMpaWTMca61.28401 . 01187506 . 0168646)(32222 已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此70MPa1 -，故安全。1 -ca2.中速轴的设计中速轴的设计(1)(1) 中速轴上的功率、转速和转矩中速轴上的功率、转速和转矩转速 （）min/r中速轴功率 （）kw转矩 T（ ）mN 153.66.64422.36(2)(2) 作用在轴上的力作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则mmd24.3671NtgFFNtgFFNdTFtant rt20.8372019.2300tan22.861553313cos2019.2300costan19.23001024.36736.422221131 已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则mmd75.982Mpaca61.28安全NFNFNFart20.83722.86119.230011118设计计算及说明结果NtgFFNtgFFNFtant rt45.31132013.8554tan79.3202553313cos2013.8554costan13.85541075.9836.42222232 (3)初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得1120AmmnPAd31.396 .15364. 6112330min(4)(4) 轴的结构设计轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥 滚子轴承。参照工作要求并根据 d-=d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×27.25mm，故 L-=L-=27+20=47mm。 两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得 30309 型轴承的定位轴肩高 度 h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为 4.5mm。 取安装大齿轮出的轴段-的直径 d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采 用套筒定位。 为了使大齿轮轴向定位，取 d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合， 取 L-=100mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。NFNFNFart45.311379.320213.8554222mmd31.39min 19设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位 大小齿轮与轴的周向定位都选用平键 14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮与轴配 合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位 是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图451.2轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4945与滚动轴承 30309 配合，套筒定位-9850与大齿轮键联接配合-9055定位轴环-10350与小齿轮键联接配合-4545与滚动轴承 30309 配合总长度385mm（5）求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a 值。对于 30309 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=21mm。因此，轴的支撑跨距 为 L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以 看出截面 C 是轴的危险截面。先计算出截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列于下表。载荷水平面 H垂直面 V支反力 FNFNH681NFNH61862NFNV13821NFNV26822C 截面 弯矩 MmmNLFMNHH46087532mmNMLFMaNVV 353536232总弯矩mmNMMMVH5808563535364608752222 max扭矩mmNT 42236020设计计算及说明结果21设计计算及说明结果（6）按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的6 . 0 计算应力MpaMpaWTMca70.50501 . 04223606 . 0580856)(32222 已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此70MPa1 -，故安全。1 -ca3.低速轴的设计低速轴的设计(1)(1) 低速轴上的功率、转速和转矩低速轴上的功率、转速和转矩转速 （）min/r中速轴功率 （）kw转矩 T（ ）mN 40.966.371370.9