同轴式二级圆柱齿轮减速器设计项目新版说明书.doc

同轴式二级圆柱齿轮减速器设计目录1. 题目及总体分析22. 各关键部件选择23. 选择电动机34. 分配传动比35. 传动系统运动和动力参数计算46. 设计高速级齿轮57. 设计低速级齿轮108. 减速器轴及轴承装置、键设计14轴（输入轴）及其轴承装置、键设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键设计21轴（输出轴）及其轴承装置、键设计279. 润滑和密封3210. 箱体结构尺寸3211. 设计总结3312. 参考文件33一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4500N，运输带速度为1.8m/s，运输机滚筒直径为400mm。自定条件：工作寿命8年（设每十二个月工作300天），四年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘。减速器类型选择：选择同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体部署以下：图示：为电动机，及为联轴器，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各关键部件选择目标过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级，低速级均为斜齿轮轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三.选择电动机目标过程分析结论类型依据通常带式输送机选择电动机选择选择Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PwFV4500N1.8m/s圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为10.972球轴承传动效率(四对)为20.99 4弹性联轴器传动效率(两个)取30.9932输送机滚筒效率为40.96电动机输出有效功率为要求电动机输出功率为型号查得型号Y160M-4封闭式三相异步电动机参数以下额定功率kW=11满载转速r/min=1460选择型号Y160M-4封闭式三相异步电动机四.分配传动比目标过程分析结论分配传动比传动系统总传动比其中i是传动系统总传动比，多级串联传动系统总传动等于各级传动比连乘积；nm是电动机满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴转速，r/min。计算以下 (两级圆柱齿轮) 五.传动系统运动和动力参数计算目标 过程分析结论传动系统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；对应于各轴转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴输出功率和其它各轴输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴输出转矩和其它名轴输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间传动效率分别为 、 、 、 。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=1460n1=1460n2=356n3=86.85n4=86.85功率P(kw)P0=9.46P1=9.39P2=9.02P3=8.66P4=8.17转矩T(Nm)T0=61.9T1=61.42T2=242.2T3=953.15T4=899.22两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=1i12=3.6i23=3.6i34=1传动效率01=0.99312=0.9623=0.9634=0.944六.设计低速级齿轮目标过程分析结论选精度等级、材料和齿数） 选择斜齿圆柱齿轮传） 选择8级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。） 选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2114.124=98.4,取Z2=98。选择螺旋角。初选螺旋角目标过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内各计算数值（）试选 （）由图，选择区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传输转矩 （）由表选择齿宽系数（）由表查得材料弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲惫强度寿命系数（）计算接触疲惫强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得目标 过程分析结论按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K由表102查得使用系数依据，8级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式得目标过程分析结论按齿面接触强度设计（）计算模数按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）依据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮弯曲疲惫强度极限大齿轮弯曲疲惫强度极限（）由图查得弯曲疲惫强度寿命系数目标过程分析结论按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮大齿轮数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲惫强度，须按接触疲惫强度算得分度圆直径来计算应有齿数。于是由取32，则齿数几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为210mm）按圆整后中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等无须修正。中心距=210mm螺旋角目标分析过程结论几何尺寸计算） 计算大、小齿轮分度圆直径） 计算大、小齿轮齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度验算适宜适宜七.设计高速级圆柱斜齿传动目标过程分析结论选精度等级、材料和齿数） 选择斜齿圆柱齿轮传） 选择8级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。） 选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2114.124=98.4,取Z2=98。选择螺旋角。初选螺旋角目标过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内各计算数值（）试选 （）由图，选择区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传输转矩 （）由表选择齿宽系数（）由表查得材料弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲惫强度寿命系数（）计算接触疲惫强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得目标 过程分析结论按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K由表102查得使用系数依据，8级精度，由图查得动载荷系数5由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式得目标过程分析按齿面接触强度设计（）计算模数结论按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）依据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮弯曲疲惫强度极限大齿轮弯曲疲惫强度极限（）由图查得弯曲疲惫强度寿命系数按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮大齿轮数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取2，已可满足弯曲强度。但为了满足同轴式减速器两对齿轮中心距相等，按中心距和传动比来计算应有齿数。于是由取，则齿数几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为210mm）按圆整后中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等无须修正。中心距=210mm螺旋角目标分析过程结论几何尺寸计算） 计算大、小齿轮分度圆直径） 计算大、小齿轮齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度验算适宜适宜八.减速器轴及轴承装置、键设计 （中间轴）1轴（输入轴）及其轴承装置、键设计目标过程分析结论输入轴设计及其轴承装置、键设计输入轴上功率求作用在车轮上力初定轴最小直径选轴材料为钢，调质处理。依据表，取于是由式初步估算轴最小直径这是安装联轴器处轴最小直径，因为此处开键槽，校正值，联轴器计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册（软件版），选择GB5014-中LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250000N。半联轴器孔径，轴孔长度L112,J型轴孔,C型键,联轴器主动端代号为HL1 24*32 GB5014-1985,对应地,轴段1直径,轴段1长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取选轴材料为钢，调质处理目标过程分析结 论输入轴设计及其轴承装置、键设计轴结构设计）确定轴上零件装配方案（见前图）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度（）为满足半联轴器轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段直径（2）初选型号7010AC角接触球轴承参数以下基础额定动载荷基础额定静载荷故 轴段7长度和轴承宽度相同,故取 ( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮安装,应略大和,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长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽,故取 ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5直径,轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承拆卸,轴段6直径应依据7010AC角接触球轴承定位轴肩直径确定,即 ( 5 )取齿轮端面和机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁端面和机体内壁见距离S=8mm,取轴承宽度C=75mm.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=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,选择LX3型弹性柱销联轴器轴尺寸（）：目标过程分析结 论输入轴设计及其轴承装置、键设计（6）键连接。联轴器：选单圆头平键C12X8X100 GB/T1096R=4mm h=8mm 齿轮：选一般平键A16X10X80GB/T1096 R=5mm h=10mm5.轴受力分析 1)画轴受力简图输入轴设计及其轴承装置、键设计）计算支承反力在水平面上在垂直面上 故 总支承反力） 画弯矩图 故 4）画转矩图输入轴设计及其轴承装置、键设计输入轴设计及其轴承装置、键设计6 按弯矩合成应力校核轴强度对于单向转动转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa考虑到键对该段轴减弱作用将增大5%故安全。7 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.8. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴承2 径向:两角接触球轴承反装，由此产生派生轴向力为： 压紧端：放松端：计算当量动载荷 按表13-5可得, 查表13-6可得=1故 按1受力大小验孙算。 预期计算寿命所选轴承满足寿命要求。轴校核安全键校核安全轴承选择7010AC角接触球轴承，校核安全寿命（）为23轴（输出轴）及其轴承装置、键设计目标 过程分析结论中间轴设计及其轴承装置、键设计1输入轴上功率求作用在齿轮上力初定轴最小直径选轴材料为钢，调质处理。依据表，取于是由式初步估算轴最小直径这是安装联轴器处轴最小直径，因为此处开键槽，校正值，联轴器计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册（软件版），选择GB5014-中LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩2500000N。半联轴器孔径，轴孔长度L112,J型轴孔,C型键,联轴器主动端代号为LX4 55*112 GB5014-1985,对应地,轴段1直径,轴段1长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取选轴材料为钢，调质处理目标过程分析结论中间轴设计及其轴承装置、键设计轴结构设计）确定轴上零件装配方案（见前图）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度（）为满足半联轴器轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段直径（2）初选型号7013AC角接触球轴承参数以下基础额定动载荷基础额定静载荷故 轴段7长度和轴承宽度相同,故取 ( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮安装,应略大和,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长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽,故取 ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承拆卸,轴段6直径应依据7013AC角接触球轴承定位轴肩直径确定,即 ( 5 )取齿轮端面和机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁端面和机体内壁见距离S=8mm,取轴承宽度C=95mm.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=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,选择型弹性柱销联轴器轴尺寸（）：目标过程分析结论中间轴设计及其轴承装置、键设计键连接：联轴器：选单圆头平键 键C 16X10X100 GB/T1096R=8mm h=10mm齿轮因为轴径过大，齿轮分度圆直径过小故加工为齿轮轴。5.轴受力分析1)画轴受力简图目标过程分析结论中间轴设计及其轴承装置、键设计）计算支承反力在水平面上在垂直面上 故 总支承反力） 画弯矩图 故 4）画转矩图目标过程分析结论中间轴设计及其轴承装置、键设计6 按弯矩合成应力校核轴强度对于单向转动转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa考虑到键对该段轴减弱作用将增大5%故安全。7 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.8. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴承2 径向:两角接触球轴承反装，由此产生派生轴向力为： 压紧端：放松端：计算当量动载荷 按表13-5可得, 查表13-6可得=1故 按1受力大小验孙算。 预期计算寿命所选轴承满足寿命要求。轴校核安全键校核安全轴承选择7013AC角接触球轴承，校核安全寿命（）为3.2轴（中间轴）及其轴承装置、键设计目标过程分析结论输出轴及其轴承装置、键设计输入轴上功率求作用在齿轮上力高速级大齿轮：低速级小齿轮：初定轴最小直径选轴材料为钢，调质处理。依据表，取于是由式初步估算轴最小直径这是安装联轴器处轴最小直径目标过程分析结论输出轴及其轴承装置、键设计轴结构设计（1）初选型号7311AC角接触球轴承参数以下基础额定动载荷基础额定静载荷故(2)轴段2，4上安装齿轮,为便于齿轮安装,应略大和,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长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽,故取,故取(3)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段3直径, 轴肩高度,取(4)取齿轮端面和机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁端面和机体内壁见距离S=8mm,取轴承宽度,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=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,键连接。高速齿轮：选一般平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 低速级齿轮因为轴径过大，齿轮分度圆直径过小故加工为齿轮轴。5.轴受力分析1)画轴受力简图轴尺寸（）：输出轴及其轴承装置、键设计）计算支承反力在水平面上 故 在垂直面上 故 总支承反力） 画弯矩图故 4）画转矩图 目标过程分析结论输出轴及其轴承装置、键设计6 按弯矩合成应力校核轴强度对于单向转动转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa考虑到键对该段轴减弱作用将增大5%故安全。7 校核键连接强度高速级大齿轮: 查表得.故强度足够.低速级小齿轮: 查表得.故强度足够.8. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴承2 径向:两角接触球轴承反装，由此产生派生轴向力为： 压紧端：放松端：计算当量动载荷 按表13-5可得, 查表13-6可得=1故 按1受力大小验孙算。 预期计算寿命所选轴承满足寿命要求。轴校核安全键校核安全轴承选择7311AC角接触球轴承，校核安全寿命（）为九.润滑和密封目标过程分析结论润滑和密封1、齿轮润滑V齿=6.29m/s12m/s，采取浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为56mm。侵入油内零件顶部到箱体内底面距离H=41mm。2、滚动轴承润滑角接触球轴承采取润滑脂润滑，结构上增设档油盘。3、润滑油选择查表得，齿轮选择全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选择L-AN32润滑油。轴承选择ZL1号通用锂基润滑脂。4、密封方法（1）箱体和箱盖凸缘接合面密封选择在接合面涂密封漆或水玻璃方法（2）观察孔和油孔德处接合面得密封在观察孔或螺塞和机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封（3）端盖密封选择凸缘式轴承盖，因为轴线速度全部小于5m/s内圈采取毛毡圈进行密封。十.箱体结构尺寸目标分析过程结论机座壁厚=0.025a+38mm机盖壁厚11=0.02a+38mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1220mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮端面和箱体内壁距离2210 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=22mmC12=16mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=14mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=50mmK1=42mmK2=30mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm十一.设计总结十二.参考文件1.机械设计课程第七版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2.机械原理课程第六版 孙桓 陈作模主编 高等教育出版社3.机械设计手册修订版 陈铁鸣 王连明 王黎钦主编 哈尔滨工业大学出版社 4.机械设计手册（软件版）R2.0数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 5. 简明机械零件设计实用手册胡家秀 主编 机械工业出版社