二级同轴式减速器

《二级同轴式减速器》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级同轴式减速器（23页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、目录 设计任务书 1 传动方案的拟定及说明 4 电动机的选择 4 计算传动装置的运动和动力参数 5 传动件的设计计算 5 轴的设计计算 8 滚动轴承的选择及计算 14 键联接的选择及校核计算 16 连轴器的选择 16 减速器附件的选择 17 润滑与密封 18 设计小结 18 参考资料目录 18 本人有此说明书的CAD图，需要和 我联系869260800 机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮 减速器 总体布置简图 1 —电动机；2—联轴器；3 —齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓

2、轮；6 —联轴器 二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三． 原始数据 鼓轮的扭矩T （N • m） : 850 鼓轮的直径 D（mm）： 350 运输带速度 V（m/s）： 0.7 带速允许偏差（％） ： 5 使用年限（年） ： 5 工作制度（班 / 日）： 2 四． 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 五． 设计任务 1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张 3． 设计说明书一份

3、六． 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 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为： 同轴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， 两大吃论浸油深度可以大致相同。 结构较 复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 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 (IP

4、44)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 = 3.4kW 2) 电动机的输出功率 Pd= Pw/ n n=n联n轴承n齿n联n轴承=0.904 Pd= 3.76kW 3．电动机转速的选择 nd=( i1 ' • i2'…in ') nw 初选为同步转速为 1000r/min 的电动机 4．电动机型号的确定 由表20- 1查出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为 4kW，满载转速960r/min。基本符 合题目所需的要求。 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1．计算总传动

5、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为： i = nm/nw nw = 38.4 i = 25.14 2•合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置，所以 i1 = i2。 因为 i = 25.14，取 i= 25, i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项目 电动机轴 高速轴1 中间轴II 低速轴III 鼓轮 转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（N

6、 • m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 传动件设计计算 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 （调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度 为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 2） 精度等级选用7级精度； 3） 试选小齿轮齿数 z1 = 20,大齿轮齿数 z2= 100的； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角 3 = 14° 2•按齿面接触强度设计 因为低速级的载

7、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（10—21）试算，即 '：2KtT u+1'NZe'2 匸•〒E丿 1）确定公式内的各计算数值 （1） 试选 Kt = 1.6 （2） 由图10— 30选取区域系数 ZH = 2.433 （3） 由表10— 7选取尺宽系数$ d = 1 （4） 由图 10 — 26 查得 e a 1 = 0.75, e a 2 = 0.87，则 & a = e a 1+ & a 2 = 1.62 （5） 由表10— 6查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8Mpa （6） 由图10— 21d按

8、齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 d Hlim1 = 600MPa;大齿轮 的解除疲劳强度极限 d Hlim2 = 550MPa; （7） 由式10— 13计算应力循环次数 N1 = 60n1jLh = 60X 192X 1 x（ 2X 8X 300X 5）= 3.32X 10e8 N2 = N1/5 = 6.64 X 107 (8) 由图10- 19查得接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.95; KHN2 = 0.98 (9) 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 [d H]1 == 0.95X 600MPa = 570MPa

9、 [d H]2 = = 0.98x 550MPa = 539MPa [d H] = [ d H]1 + [ d H]2/2 = 554.5MPa 2)计算 d1t > 3 2m91 "O3 1 1.62 (1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t r r2 ZhZe dH ]丿 6〔2.433X89.8 ) I =67.85 5 i 554.5 丿 (2) 计算圆周速度 v=兀 =n 67.85192 =o.68m/s 60 1000 60 1000 (3) 计算齿宽b及模数mnt b= $ dd1t=1 x 67.85mm=67.85m

10、m d1t cosB 67.85 cos14。 mn t= 一 = =3.39 z1 20 h=2.25mnt=2.25 x 3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 (4) 计算纵向重合度e B £ B = 0.318% z1 tan B =0.318 x 1 x tan14。=1.59 (5) 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图10 — 8查得动载系数 KV=1.11 ;由表10—4查的 KH B的计算公式和直齿轮的相同， 2 2 _3 故 KH B =1.12+0.18(1+0

11、.6 x 1 )1 x 1 +0.23 x 10 67.85=1.42 由表 10—13 查得 KF B =1.36 由表10— 3查得KH a =KH a =1.4。故载荷系数 K=KAKVKH a KH B =1 x 1.03 x 1.4 x 1.42=2.05 (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式( 10— 10a)得 3 d1= d1t , K / Kt = 3 =67.85 . 2.05/1.6 mm=73.6mm (7) 计算模数mn dicosp 73.6 cos14。 mn = mm=3.74 z1 20 3 •按齿根弯曲强度设计

12、 由式(10—17) !■ 2 3 2KTYp cos p YFaYsa \ d Z1 e a —F」 1)确定计算参数 (1) 计算载荷系数 K=KAKVKF a KF p =1 X 1.03 X 1.4X 1.36=1.96 (2) 根据纵向重合度e p =0.318 $ dz1ta np =1.59，从图10— 28查得螺旋角影响系数 Y p = 0。88 (3) 计算当量齿数 3 3 。 z仁 z1/cos p =20/cos 14 =21.89 3 3 。 z2=z2/cos p =100/cos 14 =109.47 (4) 查取齿型系数 由表 10

13、— 5 查得 YFa仁2.724 ; Yfa2=2.172 (5) 查取应力校正系数 由表 10— 5 查得 Ysa1=1.569 ; Ysa2=1.798 (6) 计算[—F] —F1=500Mpa —F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [—F1]=339.29Mpa [—F2]=266MPa Y Y (7)计算大、小齿轮的 丄节Sa并加以比较 YFa1YSa1 ~r ~ 2.74H.569 - =0.0126 —F 1 339.29  YFa2YSa2 2.172 1.798 =0.01468 266 大齿轮的数值大。

14、 2）设计计算 mn> 0.01468 =2.4 3 2 1.96 cos214 0.88 191 Y 1 x 202 x 1.62 mn=2.5 4•几何尺寸计算 1）计算中心距 d1 cosS z1 - =32.9，取 z仁33 mn z2=165 Z1 Z2 mn a - - - =255.07mm 2cosS a圆整后取255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 c （Z1 +Z2 Mn 。，” S =arcos - - - =13 55'0” 2a 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =^mn=85.00mm cosS

15、Z2mn d2 -- =425mm cosg 4） 计算齿轮宽度 b= $ dd1 b=85mm B仁90mm , B2=85mm 5） 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。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II轴： 1 •初步确定轴的最小直径 3 p “3‘384 d》A° — = 126 =34・2mm VN V 192 2 •求作用在齿轮上的受力 2T Ft仁 =899N d Fr1=Ft tan an =337N 10

16、 cosp Fa仁Fttan p =223N ; Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 II m iv v vt vii vni i. I-II段轴用于安装轴承 30307，故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为 44mm。 iii. III-IV段为小齿轮，外径 90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为 55mm。 v. V-VI段安装大齿轮，直径为 40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为 35mm。 2）根据轴向定位的要

17、求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为 22.75mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 12mm，轴承和箱体的间隙 4mm，所以 长度为16mm。 3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为 120mm。 83mm。 5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 6. VI-VIII 长度为 44mm。 求轴上的载荷 11 66 207.5 63.5 — #

18、uiini Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd仁443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 4. 精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2） 截面IV右侧的 工 Mm =17.5M P a W 截面上的转切应力为 r二互 =7.64MPa Wr 12 15.98 2 = 7.99MPa 13 由于轴选用40cr，调质处理，所以 二 B =735MPa，二 =386MPa

19、 ,=260MPa。 （[2]P355 表 15-1） a）综合系数的计算 r 2 D 由 0.045， 1.6经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应 d 55 d 力集中为：十=2.23，: =1.81， （[2]P38附表3-2经直线插入） 轴的材料敏感系数为q..：；=0.85，q. =0.87， （[2]P37 附图 3-1） 故有效应力集中系数为 3 =1 -1)= 2.05 k =1 q （： .一1） =1.70 查得尺寸系数为 ==0.72，扭转尺寸系数为；.二0.76， （[2]P37 附图 3-2）（ [2]P39 附图 3-3） 轴采用磨削加工，

20、表面质量系数为-- - - 0.92， （[2]P40 附图 3-4） P =1 轴表面未经强化处理，即 q 1，则综合系数值为 K..-；. =肚丄-1 =2.93 % • K =—丄 -1 二 2.11 叫PT b） 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为■■■<.... = 0.1，: =0.05 c） 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 14 # Ca -6.92 # -.1 S ］厂亠—=24.66 a . - m 15 # S4 Sea 6.66 • 1.5 二 S S：

21、S2 故轴的选用安全。 I轴： 1 •作用在齿轮上的力 FH仁FH2=337/2=168.5 Fv仁F v2=889/2=444.5 2•初步确定轴的最小直径 da1 = Ao 誓=17.9mm 3.轴的结构设计 1）确定轴上零件的装配方案 、 I I n hi iv v vi 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d） 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 25mm。 e） 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段 直径选为30。 f） 该段轴要安装轴承，

22、考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207 型，即该段直径定为 35mm。 g） 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm的圆角，经标准化，定为 40mm。 h） 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。 i） 轴肩固定轴承，直径为 42mm。 j） 该段轴要安装轴承，直径定为 35mm。 2）各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下： a） 该段轴安装轴承和挡油盘， 轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 b） 该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为11mm。 c） 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm，齿

23、轮宽为 90mm，定为 88mm。 d） 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 13.5mm、轴承与箱体内壁距 离取4mm （采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 e） 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装 尺寸，定为57mm。 f） 该段由联轴器孔长决定为 42 mm 4 •按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为[二p] =275MPa，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 :=0.6。 (T3)2 W 二 43MPa ::[二 p] 17 # I

24、II轴 1 •作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv仁 Fv2=1685/2=842.5N 2•初步确定轴的最小直径 da1 = Ao3 * = 51.4mm 3.轴的结构设计 1）轴上零件的装配方案 # # I \ I厂 '丨丨 I II III IV V VI VII # 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9

25、 9.5 33.25 5. 求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 W =0.1d3 =0.1 60^ 21600mm3 Mm CT, = 51.2MPa 十 p] 滚动轴承的选择及计算 I轴： 1.求两轴承受到的径向载荷 5、轴承30206的校核 1） 径向力 168.5 2） 派生力 FdA =甩 -52.7N , FdB =空 =52.7N 2Y 2Y 3）轴向力 由于 Fa「FdB =223 52.7 二 275.7N FdA , 所以轴向力为FaA =223 , FaB =52.7 4）当量载

26、荷 由于 弘=1.32 e , b = 0.31 ：： e , F rA F rB 所以 XA =04 , YA =1.6, XB =1 , YB =0 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 fp =1.2，故当量载荷为 Pa 二 fp(XAFrA YaFra) =509.04N PB = fp^F^ YdFab) = 202.22 5) 轴承寿命的校核 6 ^(色 3.98 io7h .24OOOh 60n! Pa II轴： 6、轴承30307的校核 1) 径向力 FrA =TFH〒VT = 1418.5N Frb = . fH2 Fv22 = 603.5N 2)

27、派生力 FdA =电=443N , FdB 二空=189N dA 2Y 2Y 3) 轴向力 由于 Fai FdB -892 189 =1081 N - FdA , 所以轴向力为FaA =638N , FaB =189N 4) 当量载荷 由于 FaA = 0.45 e，FaB = 0.31 ：： e， F rA F rB 所以 Xa =0.4，Ya =1.6，Xb =1，Yb =0。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 fp =1.2，故当量载荷为 Pa = fp(XAFrA YaFra) = 1905.84 N Pb 二 fp(XBFrB YbFrbH 724.2N 5)

28、 轴承寿命的校核 106 Cr Lh ( p =1.50 107 h 24000h 60q Pa III 轴： 7、轴承32214的校核 1）径向力 FrA」F『1 Fv21 二 842.5N Frb 二「Ff?—Fv? =842.5N 2） 派生力 FdA=电=294.6N , FdB =电=294.6N 2Y dB 2Y 3） 轴向力 由于 Fa1 FdB =294.6 1115 =1409.6N ■ FdA , 所以轴向力为 FaA =1115N , FaB = 294.6N 4) 当量载荷 由于电=1.32 e ,空二 0.34 ：：： e , FrA F

29、rB 所以 XA =04 , YA =1.5, XB =1 , YB =0。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 fp =1.2，故当量载荷为 Pa 二 fpgFrA YaFra） = 2317.87N P^ fpgFrB YBFaB^1011N 5）轴承寿命的校核 106 Cr 戸 7 Lh （ ），56.1 10 h 24000h 60 n1 Pa 键连接的选择及校核计算 代号 直径 （mm） 工作长度 (mm) 工作咼度 (mm) 转矩 （N • m） 极限应力 (MPa) 高 速 轴 8X 7X 60 （单头） 25 35 3.5 39

30、.8 26.0 12X 8X 80 （单头） 40 68 4 39.8 7.32 中 间 轴 12X 8X 70 （单头） 40 58 4 191 41.2 低 速 轴 20X 12X 80 （单头） 75 60 6 925.2 68.5 18X 11X 110 （单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为[二p]=110MPa，所以上述键皆安全。 连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以

31、工作情况系数为 Ka =1.5 , 计算转矩为 Tc^ KaT1 =1.5 39.8 =59.7N m 所以考虑选用弹性柱销联轴器 TL4(GB4323-84 )，但由于联轴器一端与电动机相连, 其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用 TL5( GB4323-84) 其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩Tn =125N m 轴孔直径 d1 = 38mm， d2 =25mm 轴孔长 L = 82mm， L^ 60mm 装配尺寸A = 45mm 半联轴器厚b =38mm ([1]P163 表 17-3)( GB4323-84) 三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于

32、运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 KA =1.5, 计算转矩为 Tea =KAT3 =1.5 925.2 =1387.8N m 所以选用弹性柱销联轴器 TL10( GB4323-84) 其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩Tn二2000 N m 轴孔直径d1 =d2 = 63mm 轴孔长 L = 142mm， L1 = 107mm 装配尺寸A二80mm 半联轴器厚b = 58mm ([1]P163 表 17-3)( GB4323-84) 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） ，采用M18 X 1.5 油面指示器 选用游标

33、尺 M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M16X 1.5 润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑， 由于低速级周向速度为， 所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径， 取为 35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利， 考虑到该装置用于小型设备， 选用 L-AN15 润滑油。 四、 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（ F） B25-42-7-ACM ，（ F） B70-9

34、0-10-ACM 。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结 由于时间紧迫， 所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大， 重量也很大。齿轮的 计算不够精确等等缺陷， 我相信， 通过这次的实践， 能使我在以后的设计中避免很多不必要 的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 参考资料目录 [1 ] 《机械设计课程设计》 一版； ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编， 1995 年 12 月第 [2] 《机械设计（第七版） 》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编， 2001 年 7 月第七版； [3] 《简明机械设计手册》 ，同济大学出版社，洪钟德主编， 2002年 5月第一版； [4] 《减速器选用手册》 ，化学工业出版社，周明衡主编， 2002年 6月第一版； [5] 《工程机械构造图册》 ，机械工业出版社，刘希平主编 [6] 《机械制图（第四版） 》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编 四版； 2001 年 8 月第 莫雨松，李硕根， [7] 《互换性与技术测量（第四版） 》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵， 杨兴骏编， 2001 年 1 月第四版。 23