二级直齿圆柱齿轮减速器机械设计说明.doc

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1、机械设计课程设计2012-2013第2学期姓 名： 胡瑀 班 级： 模具一班 指导教师： 贾策 成 绩：日期：2013年6月 前 言 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。 选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。 国的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品

2、质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以与使用寿命长的方向发展。 本设计是二级展开式减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零

3、部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计容包括传动件的设计，执行机构的设计与设备零部件等的设计。目录1. 题目32. 传动方案的分析43. 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算54. 传动零件的设计计算75. 轴的设计计算156. 轴承的选择和校核167. 键联接的选择和校核258. 联轴器的选择279. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择2910. 减速器箱体设计与附件的选择和说明3011. 设计总结3312. 参考文献331题目设计一带式输送机使用的V带传动或链传动与直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。1、基本数据数据编号QB-5运输带工作拉力F/N2300运输带工作

4、速度v/(m/s)0.7卷筒直径D/mm250滚筒效率0.962.工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳；3.工作环境：室 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右；4.工作寿命： 15年，每年300个工作日，每日工作16小时；5.制作条件与生产批量: 一般机械厂制造，可加工78级齿轮；加工条件：小批量生产。 生产30台；6.部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带 6.输送带鼓轮；7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室工作； 运输带速度允许误差5%； 两班制工作，3年大修，使用期限15年。(卷筒支承与卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑

5、。）8.设计工作量：1、减速器装配图1(A0或sA1)； 2、零件图13； 3、设计说明书一份。2传动方案的分析1电动机，2弹性联轴器，3两级圆柱齿轮减速器，4高速级齿轮，5低速级齿轮 6刚性联轴器 7卷筒方案分析:由计算(下页)可知电机的转速的围为:674.4103372.04r/min由经济上考虑可选择常用电机为1500r/min .功率为4kw.又可知总传动比为17.082.如果用带传动,刚减速器的传动比为510,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而用一级则有点过大,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器

6、的特点与应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点与应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致一样。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。从性能和尺寸以与经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.3电动机选择，传动系统运

7、动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =2300 X 0.7/1000 =1.61kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由2表2-2 P6查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.99，5 = 0.96，则传动装置的总效率为总=1222334 = 0.992x

8、0.982x 0.993x 0.96=0.8771.61/0.877=1.836kw3.选择电动机转速由2表2-3推荐的传动副传动比合理围 联轴器传动 i联=1 两级减速器传动 i减=840(i齿=36)则传动装置总传动比的合理围为 i总= i联i齿1i齿2 i总=1（840）=（840）电动机转速的可选围为nw=60x1000x0.7/3.14x25053.5/minnd=i总nw=（840）nw=8nw40nw=428.12140.1r/min根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一围的常用同步加速有1500、1000。选用同步转速

9、为1000r/min，输出轴直径为28j6mm选定电动机型号为Y112M-6。二、传动装置总传动比的确定与各级传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm / nw=940/53.517.6式中nm-电动机满载转速，940r/min; nw-工作机的转速，53.5r/min。2.分配传动装置各级传动比i总=i联i齿1i齿2 分配原则：（1） i齿=36 i齿1=（1.31.4）i齿2减速器的总传动比 i = i总/ i联=17.6双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 i齿1 = = 4.78低速级的传动比 i齿2 = i/i齿1=17.6/4.78 =3.68三、运动参数和动力参数计算 1.各轴

10、转速计算n0= nm =940r/minn= nm / i联=940r/minn= n/ i齿1=940/4.78=196.65r/minn= n/i齿2=196.65/3.68=53.44r/min2.各轴输入功率P0= Pd=1.836kwP= Pd4 = 1.836x0.99=1.818kwP= P23 =1.818x0.98x0.99=1.764kwP= P23 =1.764x0.98x0.99=1.711kw3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x1.836/940=18.653T = 9550P/n=9550x1.818/940=18.470T = 9550P/n

11、 = 9550x1.764/196.65=85.666T = 9550P/n = 9550x1.711/53.44=305.764表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率转速转矩传动比 0轴1.83694018.6531轴1.81894018.4704.78轴1.764196.6585.6663.68轴1.71153.44305.7644传动零件的设计计算一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1P208 表10-8传输机为一般工作机速度不高级72材料选择查1P180 表10-1小齿轮40Cr(

12、调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS3选择齿数ZZ1=24Z2=4.78x24=114.72U=114/24=4.75个24114U4.755按齿面接触疲劳强度设计（1）试选Kt试选1.3Kt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T1T=9550XP1/n1T=9550x1818/940=1.847X10NmmT1=1.847x 10(3)齿宽系数d由1P201表10-7d=0.71.15d=1(4)材料的弹性影响系数ZE由1 P198表10-6锻钢MP1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限由1P207图600550600550（6）应力循环次数N由1式N1

13、=60n1jLh=60X940X16X300X154.0608X109=4.06X109/4.78=0.85X109N1=4.06X109N2=0.85X109（7）接触疲劳强度寿命系数KHN由1P203图10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95（8）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H1= =0.90X600/1=540H2= =0.95X550/1=522.5H1=540H2=522.5（9）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算37.3076mm37.308（10）计算圆周速度vV=3.14X

14、37.308X940/60X1000=1.83530m/sV=1.84（11）计算齿宽Bb = dd1tB1=137.308mmB1=37.308（12）模数37.8308/241.555h = 2.25mnt =3.499b/h =37.308/3.499=10.6625度=1.576h =3.546b/h= 10.663（13）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v= 1.84级精度，由1P190图10-8查得动载荷系数1.10由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X10-3X37.308=

15、1.417由1图P195查得KF=1.34假定，由1P193表10-3查得1.2故载荷系数K=KAKVKHKH=1X1.10X1.2X1.417=1.870K=1.870（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式10-10d1=d1t=42.115d1=42.12（15）计算模数42.12/24=1.755mmmn=1.766按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK1x1.10x1.2X1.34=1.7688K1.769(2)齿形系数Fsa由1P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1

16、664Fsa1=2.65Fsa2=2.166（3）应力校正系数YSa由1 P197 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1P204 图500380500380（5）弯曲疲劳强度寿命系数由1P202 图0.840.880.840.88（6）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.35，由式10-12得F1= 0.85X500/1.35=314.8148F2= 0.88X380/1.35=247.7037F1=314.815F2=247.704（7

17、）计算大小齿轮的并加以比较2.65x1.58/314.815=0.0132992.166x1.804/247.704=0.01577499结论：取0.015770.01330=0.01577大齿轮值大（8）齿根弯曲强度设计计算由1式5=1.09551mm1.096结论：对比计算结果，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度计算的法面模数，取 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.70应有的齿数。于是由=42.12/2 =21.06，取Z1=21,Z2 = Z1i齿1 =21x4.78=100.38取Z2 =1003几何尺

18、寸计算（1）计算中心距aA=(21+100)2/2=121mma=121（2）计算齿轮的分度圆直径dd=zmnd1=2x21=42d2=2x100=200mmd1=42d2=2003）计算齿轮的齿根圆直径df=42-5=37=200-5=195mmdf1=37df2=195（4）计算齿轮宽度Bb = dd1圆整后取：B1 =50B2 =45mm B1 =50B2 =45（5）验算=2x20960/42N =998.10N=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm100N/mm合适（二）低速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级

19、查1表10-8传输机为一般工作机速度不高级72材料选择小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS）3选择齿数Z=23=3.68x23=84.6U=84/23=3.6522个=23=84U=3.6525按齿面接触强度设计（1）试选KtKt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩TT=9550P/nT=9550x1764/196.65=85665.9NmmT=85.67X103(3)齿宽系数d由1P203表10-7d=0.70.115d=1(4)材料的弹性影响系数ZE由1P198表10-6锻钢MPa1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限由1P207图10

20、-21600550600550（6）应力循环次数N由1式10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i齿2=1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109（7）接触疲劳强度寿命系数KHN由1P203图10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H3= =600X0.90/1540H4= 0.95x550/1522.5H3=540H4=522.5（9）试算小

21、齿轮分度圆直径按1式（1021）试算64.2183mm64.218（10）计算圆周速度vv=3.14x64.218x196.65/60x1000=0.66089m/sv=0.661（11）计算齿宽Bb = dd3tB=1X64.218=64.218mmB=64.5218（12）模数mnt=64.218/23=2.792h=2.25mnt =6.282b/h =64.218/6.282=10.223度mnt=2.792h=6.282b/h =10.223（13）计算载荷系数K由1P190表10-2查得使用系数根据v= 0.998级精度，由1P192图10-8查得动载荷系数1.06由1表P194查

22、得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X103X64.218=1.42由1图10-13P195查得KF=1.35假定，由1P193表查得1.2故载荷系数K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806K=1.806（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3由1式10-10D3=d3t=71.655D3=71.655（15）计算模数=71.655/23=3.115mm=3.1156按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172K=1.717（2）齿

23、形系数YFa由1P197表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）应力校正系数YSa由1P197表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.776（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1P204图10-20500380500380（5）弯曲疲劳强度寿命系数由1P202图10-180.850.880.850.88（6）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.35，由式10-2得F3= =0.

24、85x500/1.35=314.8148F4=0.88x380/1.35=247.7037F3=314.815F3=247.704（7）计算大小齿轮的并加以比较=(2.69+1.575)/314.815=0.013547=2.208+1.776/247.704=0.016083结论：大齿轮值大大齿轮值大（8）齿根弯曲强度设计计算由1式=1.89191.89结论：对比计算结果，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度计算的法面模数，取2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 71.655mm来计算应有的齿数。于是由=71.65

25、5/2.5=28.7 取29，则Z4 = Z3i齿2 = 29x3.68=106.7取Z4 = 1073几何尺寸计算（1）计算中心距aA=(29+107)2.5/2=170将中心距圆整为173mma=170（2）计算齿轮的分度圆直径dd3=29x2.5=72.5d4=107x2.5=267.5mmd3=72.5d4=267.5（3）计算齿轮的齿根圆直径df=72.5-6.25=66.25=267.5-6.25=261.25mmdf1=66.25df2=261.25（4）计算齿轮宽度Bb = dd3圆整后取：B3 =80B4 = 75mm B3 =80B4 = 75（5）验算=2x99.2x10

26、3/72.5 N = 2.7366x103N=1x2.7366x103/75N/mm = 36.488N/mm100N/mm 合适（三）直齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮2211001215045低速级直齿圆柱齿轮2.52910717080755联轴器的选择I轴联轴器：由于电机的输出轴轴径为28mm查1表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.31.318.470=24.011N.m又由于电机的输出轴轴径为28mm查2p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩n=63N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028之间，由于电机的轴径固

27、定为28mm,而由估算可得1轴的轴径为20mm。故联轴器合用。轴联轴器：查1表14-1转矩变化很小可取KA=1.31.3305.764=397.493N.m查2p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩n=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为4048之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用。6轴的设计计算减速器轴的结构草图一、轴的结构设计1选择轴的材料与热处理方法查1表15-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查1式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=13.954mm再查 1表15-3，A0=(112

28、 97)D13.546mm考虑键：有一个键槽，D13.954（1+5）=14.65mm3确定各轴段直径并填于下表名称依据单位确定结果大于轴的最小直径14.65且考虑与联轴器孔标准直径配合20大带轮定位d2= d1+2（0.070.1）d1=20+2.84=22.824考虑密封圈查2表15-8 P143得d=2525考虑轴承d3 d2选用6206轴承从机械设计手册软件（R2.0）B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=6230考虑轴承定位查表2 9-7da3636考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟查表2 9-736（同一对轴承）304选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（2

29、）“润滑方式”，与说明书“（12）计算齿轮圆周速度”=3.467，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查3表3P26小于8选88地脚螺栓直径与数目n查3表3P26df=0.036a+12a,考虑联轴器定位查,并考虑与密封垫配合查附表：158接触式密封d=4545考虑与轴承公称直径配合 ，轴承代号：6210B20 da5750d4=da5757考虑到齿轮定位, d5=d4+(510)=63查63= 57= 504选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（二）“滚动轴承的润滑”，与说明书“六、计算齿轮速度”=0.9 , 所以D断面为危险截面。=22.91MPa查表15-1得=60mpa,因为(1630015)h=72000h结论：所选的轴承满足寿命要求。8键联接的选择和校核一、轴大齿轮键1键的选择选用普通 圆头平键 A型,轴径d=40mm ,查1表6-1，得宽度b=12mm,高度h