机械课程设计-二级同轴式减速器设计.doc

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1、各专业全套优秀毕业设计图纸机械课程设计说明书 二级同轴式减速器设计专 业 ： 机械设计制造及其自动化 学 号 ： 2012071232 设 计 人 ： 张 光 丽 指导老师 ： 应 丽 霞 日 期 ： 2014. 12. 20 哈尔滨工程大学 目 录设计任务书.3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.12滚动轴承的选择及计算.17键联接的选择及校核计算.19连轴器的选择.19减速器附件的选择.20润滑与密封.21设计小结.21参考资料目录.21机械设计课程设计任务书题目：设计一螺旋输送机驱动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器一 总

2、体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4高速级齿轮；5低速级齿轮；6联轴器；7输送机滚筒二 工作条件：两班制工作运送砂石、每班工作8小时，单向运转（载荷平稳），螺旋输送机效率为092.三 原始数据 螺旋轴转矩T（Nm）：400螺旋轴转速n（r/min）：120螺旋输送机效率（）：0.92使用年限（年）：10（设每年工作300天）工作制度（小时/班）：8检修间隔（年）：2生产批量：小批量生产四 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

3、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 设计说明书的编写（一）传动方案的拟定及说明1.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。2.本传动机构的特点是：减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，当两个大齿轮侵油深度较深时，高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥。常用于输入轴和输出轴同轴线的场合。（二）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（IP44）系列的电动机。2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw =Tn/9550，其中n=120r/min，T=400 Nm,得

4、Pw5.026KW2） 电动机的输出功率PdPw/分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动及螺旋输送机的效率。由表2-3选取计算得=0.82，则pd=6.13KW3 电动机转速的选择螺旋轴的转速nw=120r/min，按表2-2推荐的合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比i=840。所以，电动机转速范围nd=inw=（9604800）r/min初选为同步转速为1500r/min的电动机4电动机型号的确定由表145查出电动机型号为Y132M-4,其额定功率为7.5kW，满载转速1440r/min,效率87，功率因数0.85，额定电流7.0，净质量81Kg，额定转矩2.3，合目所需要求。（三）计算传动装置的

5、运动和动力参数1、传动比的分配：目的过程分析结论分配传动比由电动机的满载转速nd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： ind/nw=1440/120=12由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i12，i1=i2= 速度偏差为0.5%5%，所以可行。 i1=3.5 i2=3.52、各动力参数的设定：目的 过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、

6、；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。轴号电动机两级圆柱减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=411.43n3=117.55n4=117.55功率P(kw)P0=6.13P1=6.09P2=5.85P3=5.62P4=5.08转矩T(Nm)T0=40.65T1=40.37T2=135.8T3=456.8T4=413.1两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=1i12=3.5i23=3.5i34=1（四）传动件设计计算目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数按齿面接触强度设计按齿根弯曲强度设计几何尺

7、寸计算选精度等级、材料和齿数按齿面接触强度设计按齿根弯曲强度设计几何尺寸计算A：低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计1 选精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理:由表7-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG35CrMo（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；2) 精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数Z120，则大齿轮齿数Z2Z1i2=70； 4）选取螺旋角。初选螺旋角14。2.按齿面接触强度设计d11）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt1.6；（2）由图712选取区域系数ZH2.433;（3）由表75选取尺宽系数d1;（4）由图715查得10

8、.75，20.87，则121.62;（5）材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa1/2;（6）由图718按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7）由式717计算应力循环次数N160n1jLh60411.4110163001.18109 N260n2jLh60(411.4/3.5)110163003.38108（8）由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN10.98；ZN21.07；（9）计算接触疲劳许用应力： 取安全系数SH1，由式（718）得 H10.98600MPa588MPa； H21.07550MPa535MPa；

9、2）计算：(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t:d1t=59.69mm(2) 计算圆周速度:v=1.29m/s(3) 计算纵向重合度: ；(4) 计算载荷系数K： 已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v=1.29m/s, 8级精度，由图77查得动载系数KV=1.12；由表78查得K=1.08由表73查得K=1.4。故载荷系数 K=KAKVKK=11.121.41.08=1.69（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径： d1=mm=60.8mm（6）计算齿宽b：b=dd1=160.8mm=60.8mm（7）计算模数mn： mn =mm=2.95取mn=3mm3.按齿根弯曲强度设计 mn1）确定计

10、算参数（1）计算载荷系数：K=KAKVKK=11.121.41.08=1.69（2）根据纵向重合度=0.318dZ1tan=1.59，从图714查得螺旋角影响系数 ：Y0.88;（3）计算当量齿数:Zv1=Z1/cos=20/cos14=21.89； Zv2=Z2/cos=70/cos14=76.63；（4）查取齿型系数：由表74查得YF1=2.80；YF2=2.24；（5）查取应力校正系数：由表74查得Ys1=1.55；Ys2=1.75；（6）计算F：由图716查得弯曲疲劳强度极限：Flim1=550Mpa；Flim2=440MPa；由图717查得弯曲疲劳寿命系数：YN1=0.88；YN2=

11、0.90；取SF=1.25；F1= F lim1 YN1/SF=5500.88/1.25=387.2MPa；F2= F lim2 YN1/SF =4400.90/1.25=316.8MPa；（7）验算齿根弯曲疲劳强度：F1=KFtYF1YS1Y/bmn=97.58MPa；F2=F1/(YF1YS1)YF2YS2=88.13MPa；KAFt/b=21135800/（60.8）2=73.47N/mm100 N/mm,计算得弯曲条件满足;( 8 ) 设计计算:mn=2.98对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mn，可取由弯曲强度算得的模数2.98，并就近

12、圆整为标准值:n3.03. 几何尺寸计算:1) 计算中心距 :Z1=19.67，取Z1=20，Z2=Z1i1=70；a=139.13mma圆整后取140mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角：=arcos=1521，53，3）计算大、小齿轮的分度圆直径：d1=62.2mmd2=217.8mm4）计算大、小齿轮的齿根圆直径：5）计算齿轮宽度： b=dd1b=62.2mmB1=65mm，B2=60mm；5）结构设计以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径小于160mm，故以选用实心结构。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。B. 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计1. 选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理：由表7-1选择

13、小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG35CrMo（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；(2) 精度等级选用8级精度；(3) 试选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z2Z1i1=203.5=70；(4) 选取螺旋角，初选螺旋角14。 2. 按齿面接触强度设计 d11) 确定公式内的各计算数值：(1) 试选Kt1.6；(2) 由图712选取区域系数ZH2.433；(3) 由表75选取尺宽系数d1；(4) 由图715查得10.75，20.87，则121.62；(5) 由表76查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa1/2；(6) 由图718按齿面硬度查

14、得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；(7) 由式717计算应力循环次数：N160n1jLh601440110163004.15109；N260n2jLh60(1440/3.5)110163001.185109；(8) 由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN10.92；ZN20.98；(9) 计算接触疲劳许用应力:取失效概率为，取安全系数SH1，由式（718）得: H1Hlim1ZN1/SH=0.92600MPa552MPa; H2Hlim2ZN2/SH=0.98550MPa539MPa; 2）计算：（1）试算小齿轮分度圆直径d1t：d

15、1t=41.55mm（2）计算圆周速度：v=3.1m/s（3）计算纵向重合度： （4）计算载荷系数K：已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v=3.1m/s,8级精度，由图77查得动载系数KV=1.18；由表78查得K=1.08；由表73，假设KAFt/b100N/mm，得K=1.4。故载荷系数 K=KAKVKK=11.181.41.08=1.78按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：d1=mm=43.05mm 计算齿宽b：b=dd1=143.05mm=43.05mm计算模数mn： mn =mm,按表7-7 取mn=2.5mm；3. 按齿根弯曲强度设计 mn1）确定计算参数：（1）计算载荷系数：K

16、=KAKVKK=1.78（2）根据纵向重合度=0.318dZ1tan=1.59，从图714查得螺旋角影响系数 ： Y0.88;（3）计算当量齿数：Zv1=Z1/cos=20/cos14=21.89； Zv2=Z2/cos=70/cos14=76.63；（4）查取齿型系数：由表74查得YF1=2.80；YF2=2.24；（5）查取应力校正系数：由表74查得Ys1=1.55；Ys2=1.75；（6）计算F：由图716查得弯曲疲劳强度极限：Flim1=550Mpa；Flim2=440MPa；由图717查得弯曲疲劳寿命系数：YN1=0.88；YN2=0.90；取SF=1.25；F1= F lim1 Y

17、N1/SF=5500.88/1.25=387.2MPa；F2= F lim2 YN1/SF =4400.90/1.25=316.8MPa；（7）验算齿根弯曲疲劳强度：F1=KFtYF1YS1Y/bmn=60.94MPa；F2=F1/(YF1YS1)YF2YS2=55.04MPa；KAFt/b=2140370/（43.05）2=43.57N/mm100 N/mm,计算得弯曲条件满足;2 ) 设计计算:mn=1.27取mn=1.5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，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。4.

18、 几何尺寸计算:1)计算中心距:Z1=16.7，取Z1=17，则Z2=Z1i1=59.5，取Z2=60a=99.2mma圆整后取100mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角:=arcos=1536，3， 因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径：d1=43.3mmd2=151.5mm根据同轴式减速器的要求，可知高速级齿轮的中心距应和低速级齿轮中心距相等，由于低速级小齿轮的分度圆直径为62.2mm，大于43.05mm，所以，高速级小齿轮的分度圆直径应取d1=62.2mm，d2=217.8mm，Z1=20，Z2=70，a=140mm；4）计算齿轮宽度： b=dd1b=62.2

19、mmB1=65mm，B2=60mm5）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。 齿轮精度等级选用8级精度；小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG35CrMo（调质），硬度为240HBSd1=60.8mmmn =3mm齿数：Z1=20，Z2=70；中心距:a=140mm螺旋角:= 1521，53，分度圆直径：d1=62.2mm，d2=217.8mm；齿根圆直径：齿轮宽度：B1=65mm，B2=60mm；齿轮精度等级选用8级精度；小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮

20、材料为ZG35CrMo（调质），硬度为240HBS齿数：Z1=20，Z2=70；分度圆直径：d1=62.2mm，d2 =217.8mm；齿根圆直径：中心距：a=140mm齿轮宽度：B1=65mmB2=60mm；八.减速器轴及轴承装置、键的设计 （中间轴）11轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计1输入轴上的功率2求作用在车轮上的力3初定轴的最小直径：选轴的材料为45钢，调质处理。根据表92，取于是由式92初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩 查表12-1取，则查机械设计手册，取GB/T5014-

21、2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nm。轴孔直径为，轴孔长度L38,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为LX1 20*38 GB/T5014-2003,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取选轴的材料为钢，调质处理目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取2段的直径;（2）初选型号6006的深沟球轴承参数如下：，基本额定动载荷基本额定静载荷，故 轴段7的长度与轴

22、承宽度相同,故取; (3)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大于,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取；（4)齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,=4.2,故取； 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离S=8mm,取轴承端盖内壁与机体内壁间距离C=40mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K

23、=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,选用LX型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）：目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计（6）键连接。联轴器：选C型圆头平键， 键C 8*28 GB1096-2003 t=4mm h=7mm 齿轮：选普通平键, 键 10*56GB1096-2003 t=5mm h=8mm5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计2）计算支承反力在水平面上在垂直面上 故 总支承反力1） 画弯矩图 故 4）画转矩图 6. 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 目的过

24、程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴的设计及其轴承装置、键的设计于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全7 按

25、弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 按表13-6,取按表13-5注1,对深沟球轴承取,则相对轴向载荷为 在表13-5中介于1.031.38之间,对应的e值为0.280.3,Y值为1.551.45线性插值法求Y值 故 查表13-3得预期计算寿命键校核安全轴校核安全轴承选用6006深沟球轴承，校核安全寿命（）为2轴

26、（中间轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率,转矩;求作用在车轮上的力:高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计这是安装联轴器处轴的最小直径,取轴段1的直径轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号6307的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 ( 2 )轴段3上安装齿轮,为便于齿轮的安

27、装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,两齿轮间的间隙取故取 ( 3 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段5的直径应根据6307深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 ( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,选用HL

28、型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）：目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计（ 5 ）键连接。高速齿轮：选普通平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 低速齿轮：选普通平键 键 12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.轴的受力分析1)画轴的受力简图目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力3 ) 画弯矩图 故 4 ) 画转矩图 6 校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计 轴的

29、材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则

30、查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度高速齿轮: 查表得.故强度足够.低速齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算轴校核安全轴承选用6307深沟球轴承，校核安全寿命（）为目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率转矩求作用在车轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，取，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N。半联轴器的孔径，轴孔长度L84,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,