机械设计——二级同轴式圆柱齿轮减速器.doc

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1、设计任务1带式输送机工作原理带式输送机传动示意图如下图所示。2已知条件工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修；半年一次小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：5；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3设计数据传动方案二级同轴式圆柱齿轮减速器（如图）运输带工作拉力F/N4000运输带工作速度v/(m/s)1.6卷筒直径D/mm400注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。传动方案简图电动机选择1电动机类型的选择已知动力来源：电力，三相交流

2、，电压380/220V 所以选择:Y系列三相异步电动机2电动机功率选择已知条件:F=4000Nv=1.6m/sD=400mm=0.4m（R=200mm=0.2m）可知:卷筒输出功率:PW=Fv=4000N1.6m/s=6.4kW输出转矩:TW= FR =4000N0.2m=800Nm =Nmm输出转速:n卷筒=v/D=76.39r/min传动装置的总效率：总=2齿轮4轴承2联轴器滚筒 =0.9720.9840.9920.96=0.82电机所需的工作功率：Pd= PW /总=6.4kW /0.82=7.837 kW3电动机转速选择按参考文献1推荐的合理的传动比范围，取单级圆柱齿轮传动的传动比范围

3、Ia=35。则总传动比合理范围为Ia=925。故电动机转速的可选范围为nd=Ian卷筒=（925）76.39=6881910r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min。4确定电动机型号根据功率和转速，由文献1查出有三种适用的电动机型号： Y180L-8型，Y160L-6型和Y160M-4型。因此有三种传动比方案：i总=9.56，i总=12.70和i总=19.11。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和传动比，可见第方案比较适合。根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M -4。其主要性能：额定功率11 kW

4、，满载转速1460r/min，额定转矩2.2，质量123kg，机座中心高H=160mm，轴伸直径D=42mm，轴伸键槽宽F=12mm，轴伸键槽高G=37mm。参考文献1齿轮=0.98轴承=0.98联轴器=0.99滚筒=0.96总=0.8166PW=6.4kWTW=800Nmn卷筒=76.39r/minPd=7.837 kW电动机型号Y160M-4计算总传动比及分配各级的传动比1总传动比i总=n电机/n卷筒=1460/76.39=19.112分配各级传动比根据参考文献1推荐，同轴式二级圆拄齿轮减速器的各级传动比相似，即i1i2。所以各级传动比为i1i2= i1/2总=4.37i总=19.11i1

5、i2 =4.37运动参数及动力参数计算1计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1460r/minnII=nI/i1=1460/4.37=334.10r/minnIII=nII/i2=334.1/4.37=76.45r/min误差：（nIII n卷筒）/n卷筒=0.079%5%故，合格。2计算各轴的输入功率（kW）PI=Pd联轴器=7.759kWPII=PI轴承齿轮=7.7590.980.98=7.452kWPIII=PII轴承齿轮=7.4520.980.98 =7.157kW3计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551067.759/1460=50752NmmTII=9

6、.55106PII/nII=9.551067.452/334.10 =NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551067.157/76.45 =Nmm nI =1460r/minnII=334.10r/minnIII=76.45r/minPI=7.759kWPII=7.452kWPIII=7.157kWTI=50752NmmTII=NmmTIII=Nmm齿轮的设计计算因二级同轴式圆柱齿轮减速器要求两级齿轮有相同的中心距,所以采用两组相同的齿轮，这样也给制造加工带来方便。此处计算轴小齿轮和轴大齿轮。1精度等级运输机为一般工作机械，速度不高，故采用7级精度。（GB10095-88）

7、2选择齿轮材料 考虑减速器传递功率较大，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用合金钢20CrMnMo渗碳后淬火，齿面硬度HRC=60。大齿轮选用同种材料，渗碳后淬火，齿面硬度HRC=57。3选择齿数选小齿轮齿数Z1=17。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.3717=74.29取Z2=744按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即确定公式内的计算数值：(1) 试选载荷系数:Kt=1.4(2) 小齿轮传递的转矩: TII轴=Nmm(3) 由文献2表10-7选取齿宽系数d=1(4) 由文献2式10-6 由文献1表1-6，得ZE=191.65 Mpa1/2(5) 由文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿

8、轮的接触疲劳强度极限Hlim1=1475Mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=1350Mpa；(6) 由文献2式10-13计算应力循环次数（n2=334.10r/min）N1=60n2jLh=60334.101（283008）=7.698108N2= N1/4.37=5.606107（7）由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.89；KHN2=0.97。（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由= 得:H1= KHN1Hlim1/S=0.891475/1.0Mpa=1314MpaH2=KHN2Hlim2/S=0.9701350/1.0Mpa=1306M

9、pa计算(1) 计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值 =46.189mm(2)计算圆周速度V=d1tn1/601000=3.1446.189334.1/601000=0.808m/s(3)计算齿宽bb=dd1t=146.189mm=46.189mm(4)计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=d1t/z1=46.189/17=2.717mm齿高h=2.25mt=2.252.717=6.113mmb/h=46.189/6.113=7.556(5)计算载荷系数根据v=0.808m/s，7级精度,由文献2图10-8查得动载系数Kv=1.05直齿轮，假设KvFt/b100N/mm。由文献2表10-3

10、查得KHa=KFa=1.10由文献1表10-2查得使用系数KA=1.10由文献2表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.12+0.18（1+0.6d2）d2+0.2310-3b将数据代入后得KH=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-346.189=1.40由b/h=9.332, KH=1.420查文献2图10-13得KF=1.34;故载荷系数K= KAKVKHKH=1.101.051.101.40=1.7787(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得d1=d1t =46.189=50.03mm(7) 计算模数mm= d1/ z1=50.03/1

11、7=2.9427mm5按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为确定公式内的计算数值：（1） 由文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由文献2图10-18查得疲劳寿命系数 KFN1=0.92 KFN2=0.94（3）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳许用系数为 S=1.4由文献2图10-12得 （4） 计算载荷系数k （5） 查取齿形系数 由文献2表 10-5查得 YFa1=2.97 YFa2=2.232（6） 查取应力校正系数 由文献2表10-5 YSa1=1.52 YSa2=1.758（7） 计算大小齿轮的并进行比较 =小齿轮的数值较大。设计计算2.9095

12、mm对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯度疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯度疲劳强度算得的模数2.9095并就近圆整为标准值m=3.0mm，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.03，算出小齿轮齿数z1 =d1/m=50.03/3.0=16.667 取z1 =17z2= uz1=4.3717 取z2=74这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯度疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6确定齿轮的主要几何尺寸分度圆直径：d1=51.0mm d2

13、=222.0mm 齿顶圆直径： 齿宽：b1=51.0mm b2=51.0mm 取B1=56.0mm B2=51.0mm 中心距a=136.5mm7验算Ft=2 TII轴/d1=2/51=8353.3NKA Ft/b=1.108353.3/51=180.17N/mm100N/mm 故，合格。8结构设计及绘制齿轮零件图(见图纸1、2)i=4.37Z1=17Z2=74u=4.37T=NmmHlim1=1475MpaHlim2=1350MpaN1=7.698108N2=5.606107KNT1=0.89KNT2=0.97H1=1314MpaH2=1306Mpad1t=46.189mmV=0.808m/

14、sb=46.189mmmt=2.717mmKv=1.05KHa=KFa=1.10KA=1.10KH=1.40KF=1.34K=1.7787d1=50.03mmm=2.9427mmFlim1=700MpaFlim2 =625MpaKFN1=0.92KFN2=0.94SF=1.4YFa1=2.97YSa1=1.52YFa2=2.232YSa2=1.758F1=460MpaF2=419.6Mpam=2.9095mmz1 =17z2=74d1=51.0mmd2=222.0mmb1=51.0mmb2=51.0mmB1=56.0mmB2=51.0mma=136.5mm轴的设计计算输出轴-轴的设计计算1输出

15、轴上的功率、转速和转矩PIII=7.157KWTIII=NmmnIII=76.45r/min2作用在大齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径d2=222.0mm而Ft=2 TIII/d2=2/222.0=8054.4NF= Ft tan=8054.4 tan20=2931.6N轴的载荷分析图3按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据文献1式（15-2），表（15-3）取A0=112dminc(P3/n3)1/3=112(7.157/76.45)1/3=50.85mm4轴的结构设计1、联轴器的选择输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1-2（如图所示）。为了使所选的轴的

16、直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查文献2表14-1，考虑到转矩变化较小，故取KA=1.3，则：Tca =KAT3 =1.3Nmm= Nmm 按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003（文献1）选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 Nmm。半联轴器的孔径d1 =55mm，故取d1-2=55mm；半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =82mm。2、轴的结构设计（1）根据轴向定位要求根据轴向定位的要求确定轴的各段长度；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故

17、取2-3段的直径d2-3=62mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=82mm。（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时只受有径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=62mm，由轴承产品目录中选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为dDT=65mm140mm36mm，故d3-4=d7-8=65mm；而l7-8=36mm。（3）取安裝齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=70mm；齿轮的左端与左轴承之间采

18、用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为51mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l4-5=55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，则轴环处的直径d5-6=55mm。轴环宽度l1.4h,取l5-6=12mm（4）轴承端盖的总宽度为20mm（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及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l2-3=50mm（5）根据结构设计要求确定以下两轴段长度：l5-6=12mml3-4=32.5mm l6-7=5mm3、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。

19、按d4-5由手册查的平键截面bh=20mm12mm，（ GB/T1095-1979）键槽用键槽铣刀加工，长为50mm（标准键长见GB/T1096-1979），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6：同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为16mm10mm ，半联轴器与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡来配合保证的，此处选轴的直接尺寸公差为m6。4、确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献1表15-2，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径见图纸。输入轴的设计计算由于输入轴选择的材料为20CrMnMo，处理方式为渗碳后淬火。该材料各方面的力学性质均优于4

20、5#钢，所以，在输入轴合格且选用输出轴尺寸的情况下，输入轴1和2均无需较核。而且，已知小齿轮的分度圆直径为d1=51.0mm，考虑到该直径相对于轴的直径比较小，所以输入轴1和2齿轮轴的形式。Ft =8054.4NFr=2931.6N FAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1=9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa-1bdmin =50.85mm轴的结构简图LX4型弹性柱销联轴器d1-2=55mml1-2=82mmd2-3=62mml2-3=50mmd3-4=65mml3-4=32.5mm d4-5

21、=45mml4-5=55mmd5-6=55mml5-6=12mmd7-8=65mml7-8=36mm齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6半联轴器与轴的配合为H7/n6d1=51.0mm滚子轴承的选择及校核计算根据条件，2年更换一次轴承，轴承预计寿命283002=9600小时1计算输入轴承（1）已知n=334.1r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为滚子轴承30313型根据文献2得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=F

22、S2=315.1N (3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据文献2表（13-5）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h预期寿命足够2计算输出轴承 (1)已知n=76.45r/min Fa=0 FR=FAZ=2931.6N试选型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向

23、载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格轴承预计寿命9600hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =.6h故轴承合格键联接的选择及校核计算1键的选择轴径d1=55mm,

24、L1=112mm查手册得，选用A型平键，得：键A 2012 GB1096-79 l=L1-b=112-12=100mmT2=48Nm h=7mm根据文献2（10-5）式得p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa)2输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm查文献1 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4/35838 =101.87Mpap(110Mpa)3输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查文献1选用A型平键

25、键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据文献2式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60.3MpapA型平键2012p= 29.68MpaA型平键108p=101.87MpaA型平键1610p =60.3Mpa联轴器的选择轴伸直径为55选用LX4弹性柱联轴器（GB/T 50142003）它的公称扭矩为2500Nm，许用转速为3870r/min，而轴的扭矩为894.040Nm，转速为75.45r/min，知远远合乎要求。 标记为：输入端 LX4联轴器 GB/T 50142003输出端 LX2联轴器 GB/T 50142003LX4型联

26、轴器GB/T 50142003箱体的结构尺寸根据文献1表11-1，设计如下： 已知：中心距a=136.5mm箱体的厚度（0.0250.03）a+8 =8箱盖壁厚度（0.80.85）8 =8箱座凸缘的厚度=1.5 =12地脚螺钉直径=0.036a+12=16地脚螺钉数目 N=6底座凸缘尺寸=2.5=20轴承旁连接螺栓直径 =12箱座箱盖连接螺栓直径 d=8定位销直径 =6箱体外壁到轴承座端面的距离 =10大齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离 =10=8=8=12=16N=6=20=10d=8=6=10=12润滑与密封方式选择由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY117

27、208号润滑油，密封方式见图纸。润滑：齿轮、轴承润滑方式均采用浸油润滑。密封：轴伸出端密封方式采用毡圈密封。 端盖安装处、窥视孔盖密封方式采用垫圈密封。SY117208号润滑油减速器附件的选择通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤）。油面指示器：选用视窗式油面指示器。起吊装置：采用箱座吊耳。放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M161.5 具体数据及安装位置请见图纸。参考文献1 机械设计课程设计手册吴宗泽，罗圣国主编-3版北京：高等教育出版社，200652 机械设计濮良贵，纪名刚主编7版北京：高等教育出版社，20013 工程制图林晓新主编机械工业出版社，2001.4 互换性与测量技术基础王伯平主编机械工业出版社， 2006.5 工程力学（下）刘申全主编山西科技出版社，2001.6 机械设计CAD技术基础荣涵锐主编哈尔滨工业大出版社,2004.7 机械设计禁忌手册小栗富士雄，小栗达男 合著（日本）陈祝同，刘惠臣 译机械工业出版社，19898 简明机械设计王昌禄主编中国农业机械出版社，1984.9 机械设计课程设计图册龚贵义主编高等教育出版社， 2004.