二級同軸式圓柱齒輪減速器課程設(shè)計方案說明書

機械設(shè)計說明書設(shè)計人：白濤學(xué)號:2008071602指導(dǎo)老師：楊恩霞目錄設(shè)計任務(wù)書……………………3傳動方案的擬定及說明………4電動機的選擇…………………4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………5傳動件的設(shè)計計算……………5軸的設(shè)計計算…………………12滾動軸承的選擇及計算………17鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……19連軸器的選擇…………………19減速器附件的選擇……………20潤滑與密封……………………21設(shè)計小結(jié)………21參考資料目錄…………………21機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于螺旋輸送機驅(qū)動裝置的同軸式二級圓柱齒輪減速器總體布置簡圖1—電動機；2—聯(lián)軸器;3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器工作情況：載荷平穩(wěn)、兩班制工作運送、單向旋轉(zhuǎn)原始數(shù)螺旋軸轉(zhuǎn)矩T（N·m）：430螺旋軸轉(zhuǎn)速n（r/min)：120螺旋輸送機效率（%）：0。92使用年限（年）：10工作制度（小時/班）:8檢修間隔（年)：2設(shè)計內(nèi)容電動機的選擇與運動參數(shù)計算;斜齒輪傳動設(shè)計計算軸的設(shè)計滾動軸承的選擇鍵和連軸器的選擇與校核；裝配圖、零件圖的繪制設(shè)計計算說明書的編寫設(shè)計任務(wù)減速器總裝配圖一張齒輪、軸零件圖各一張設(shè)計說明書的編寫(一）傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器.故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器的軸向尺寸較大,中間軸較長，剛度較差,當(dāng)兩個大齒輪侵油深度較深時,高速軸齒輪的承載能力不能充分發(fā)揮.常用于輸入軸和輸出軸同軸線的場合。（二）電動機的選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是:載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機。電動機容量的選擇工作機所需功率Pw=Tn/9550,其中n=120r/min，T=430N·m，得Pw＝5。4kW電動機的輸出功率Pd＝Pw/ηη＝＝0.904分別為聯(lián)軸器,滾動軸承，齒輪傳動及螺旋輸送機的效率.由表2-3選取計算得=0.815，則pd=6。63KW電動機轉(zhuǎn)速的選擇螺旋軸的轉(zhuǎn)速nw=120r/min，按表2-2推薦的合理范圍，二級圓柱齒輪減速器的傳動比i=8~40.所以，電動機轉(zhuǎn)速范圍nd=i×nw=（960~4800）r/min初選為同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機4．電動機型號的確定由表14－5查出電動機型號為Y132M-4,其額定功率為7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，基本符效率87，功率因數(shù)0。85，額定轉(zhuǎn)矩7.0，質(zhì)量81Kg,合題目所需的要求。(三）計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nd和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：i＝nd/nw=12合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。因為i＝12，i1=i2=3.5速度偏差為0。5%〈5%，所以可行。3。計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù).A.各軸轉(zhuǎn)速:n1=nd=1440r/min，n2=n1/i1=411.4r/minB。各軸輸入功率：p1=pd×η1=6.6×0.99=6.5KWP2=p1η2η3=6.27KWC。各軸輸出轉(zhuǎn)矩:電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550000pd/nd=43969。8N·mT1=Tdη1=43530.1N·mT2=9550000p2/n2=145.548N·m（四）傳動件設(shè)計計算A：高速速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計選精度等級、材料及齒數(shù)材料及熱處理；由表7—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS,大齒輪材料為ZG35CrMo（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。精度等級選用7級精度;試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算即d1≥確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt＝1。6由圖7－12選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433由表7－5選取尺寬系數(shù)φd＝1由圖7－15查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189。8Mpa由圖7－18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×1440×1×10×16×300＝4。15×10^9N2＝11.85×10^8由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1＝1。02;ZN2＝1。12計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)SH＝1，由式（7－18)得［σH］1＝1.02×600MPa＝612MPa［σH]2＝1.12×550MPa＝616MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==39.92計算圓周速度v===3。0m/s計算縱向重合度εβεβ==0。318×1×tan14=1.59計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn),所以取KA=1根據(jù)v=3。0m/s，7級精度,查得動載系數(shù)KV=1。51由表7—8查得Kβ=1.12由表10—3查得Kɑ=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKαKβ=1×1.51×1.2×1.12=2.03按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：d1==mm=43.1mm計算齒寬b及模數(shù)mntb=φdd1t=1×43.1mm=43。1mm計算模數(shù)mnmn=mm=2。20取mn=3mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn≥確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)K=KAKVKαKβ=2.03根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.00,從圖7－14查得螺旋角影響系數(shù)Yβ＝0。75計算當(dāng)量齒數(shù)Z1=Z1/cosβ=20/cos14=21.89Z2=Z2/cosβ=100/cos14=109。47查取齒型系數(shù)由表7－4查得YF1=2。724；YF2=2.172查取應(yīng)力校正系數(shù)由表7－4查得Ys1=1.569；Ys2=1。798計算[σF]σF1=550MpaσF2=420MPaYN1=0.95YN2=0。98［σF1］=σF1YN1/SF=550×0.90/1。25=396MPa［σF2］=σF1YN1/SF=420×0.92/1。25=309.12MPa驗算齒根彎曲疲勞強度σF1=KFtYF1YS1Yβ/bmnεɑ=113。0MPaσF2=σF1/YF1YS1×YF2YS2=104.3MPa計算得彎曲條件滿足設(shè)計計算mn≥=2。4取mn=2。5幾何尺寸計算計算中心距Z1=32.9，取z1=22Z2=126a=205.5mma圓整后取205mm按圓整后的中心距修正螺旋角β=arcos=1355’50"計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=57.00mmd2=325mm計算齒輪寬度b=φdd1b=57mmB1=57mm，B2=52mm結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例.因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm,故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。B低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計材料及熱處理；由表7-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG35CrMo(調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS.精度等級選用7級精度；試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；選取螺旋角.初選螺旋角β＝14°按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算即d1≥確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt＝1。6由圖7－12選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2。433由表7－5選取尺寬系數(shù)φd＝1由圖7－15查得εα1＝0。75，εα2＝0。87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189。8Mpa由圖7－18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa;由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×411.4×1×10×16×300＝1.18×10^9N2＝9。6×10^7由圖7—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1＝1。02；ZN2＝1.15計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)SH＝1，由式（7－18）得[σH］1＝1.02×600MPa＝612MPa[σH]2＝1。15×550MPa＝632。5MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==27.0計算圓周速度v===0。58m/s計算縱向重合度εβεβ==0.318×1×tan14=1.59計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=0.58m/s，7級精度，查得動載系數(shù)KV=1。04由表7—8查得Kβ=1。12由表7—3查得Kɑ=1。2。故載荷系數(shù)K=KAKVKαKβ=1×1.04×1.2×1。12=1。4按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：d1==mm=25.8mm計算齒寬b及模數(shù)mnb=φdd1=1×25.8mm=25.8mm計算模數(shù)mnmn=mm=1.25取mn=1。5mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn≥確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)K=KAKVKαKβ=1.4根據(jù)縱向重合度εβ=0。318φdz1tanβ=1。00，從圖7－14查得螺旋角影響系數(shù)Yβ＝0。75計算當(dāng)量齒數(shù)Z1=Z1/cosβ=20/cos14=21.89Z2=Z2/cosβ=100/cos14=109.47查取齒型系數(shù)由表7－4查得YF1=2.724；YF2=2.172查取應(yīng)力校正系數(shù)由表7－4查得Ys1=1.569；Ys2=1。798計算[σF］σF1=550MpaσF2=420MPaYN1=0.95YN2=0。98[σF1］=σF1YN1/SF=550×0.90/1.25=396MPa[σF2］=σF1YN1/SF=420×0。92/1。25=309.12MPa驗算齒根彎曲疲勞強度σF1=KFtYF1YS1Yβ/bmnεɑ=388.0MPaσF2=σF1/YF1YS1×YF2YS2=206.4MPa計算得彎曲條件滿足設(shè)計計算mn≥=1.4取mn=1.5幾何尺寸計算計算中心距Z1=17.8，取z1=20Z2=65a=70.5mma圓整后取70mm按圓整后的中心距修正螺旋角β=arcos=1355’50”計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=33.00mmd2=108mm計算齒輪寬度b=φdd1b=33mmB1=33mm，B2=30mm結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例.因齒輪齒頂圓直徑小于160mm,故以選用實心結(jié)構(gòu)。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖.軸的設(shè)計計算中間軸：軸材料用45鋼，調(diào)制處理,σb=650Mp，σs=360Mp求作用在齒輪上的受力Ft1==268NFr1=Ft=108NFa1=Fttanβ=98N;Ft2=2638NFr2=1067NFa2=960N軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案I—I取直徑為30mm。II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。III-IV段為小齒輪，外徑35mm。IV—V段分隔兩齒輪，直徑為55mm.V—VI段安裝大齒輪，直徑為42mm。VI—VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-II段軸承寬度為22。75mm,所以長度為22。75mm。II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm,軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。III-IV段為小齒輪,長度就等于小齒輪寬度57mm。IV—V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為52mm。VI-VIII長度為44mm。求軸上的載荷66207。563.5水平面支撐反力Fr1=1418.5NFr2=603.5N垂直面支撐反力Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面截面IV右側(cè)的截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理,所以，，。綜合系數(shù)的計算由,經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，，軸的材料敏感系數(shù)為，，(［2]P37附圖3—1）故有效應(yīng)力集中系數(shù)為查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為故軸的選用安全。

高速軸:作用在齒輪上的力FH1=FH2=108/2=54Fv1=Fv2=268/2=134軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸,所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠,定位軸肩高度應(yīng)達2。5mm,所以該段直徑選為30。該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達5mm，所以該段直徑選為35mm。軸肩固定軸承,直徑為42mm.該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。該段安裝齒輪,要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為33mm,定為31mm。該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13。5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑）,軸承寬18。25mm，定為41.25mm。該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。該段由聯(lián)軸器孔長決定為50mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度W=62748N。mmT=39400N.mm45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以.低速軸作用在齒輪上的力FH1=FH2=2638/2=1319NFv1=Fv2=1067/2=533.5N軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸上零件的裝配方案據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I—IIII-IVIV—VV-VIVI—VIIVII—VIII直徑607075877970長度105113.755099。533.25求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6.彎扭校合滾動軸承的選擇及計算I軸：求兩軸承受到的徑向載荷軸承30206的校核徑向力派生力，軸向力由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，，所以,，，.由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為軸承壽命的校核II軸:軸承30307的校核徑向力派生力，軸向力由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，，所以,，,.由于為一般載荷,所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為軸承壽命的校核III軸：軸承32214的校核徑向力派生力，軸向力由于,所以軸向力為,當(dāng)量載荷由于，，所以，，，.由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為軸承壽命的校核鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度(mm）轉(zhuǎn)矩（N·m）極限應(yīng)力（MPa）高速軸8×7×60（單頭）25353。539。826.012×8×80（單頭）4068439。87.32中間軸12×8×70（單頭)4058419141。2低速軸20×12×80（單頭)75606925.268.518×11×110(單頭）601075.5925.252.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全.連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸