二级直圆柱齿轮减速器说明书.docx

二级圆柱直齿轮减速器 专 业： 机械工程 班 级： 1303班设计者： 赫思尧学号： 13221067指导教师： 王青温 徐双满2024-9-5目 录一、设计任务书441.2 设计任务41.3 设计时间41.4 传动方案41.5 设计参数（原始数据）51.6 其它条件51.7 任务分析5二、传动方案论证6方案一：原方案6方案二：高速级带传动传动改为齿轮传动6方案三：低速齿轮传动传动改为链传动6三、电动机的选择73.1 电动机的类型和结构型式的选择73.2 电机选择7四、 总传动比的确定及各级传动比分配994.2 各级传动比的分配及其说明94.3 齿轮传动各级传动比的分配说明9104.5 各轴传动和动力参数汇总表（理论值）11五、各级传动的设计计算125.1 V带传动 125.2 高速级齿轮传动设计计算155.3 低速级齿轮设计19六、轴、键、轴承的设计计算及校核23236.2 高速轴及轴上零件的设计和校核246.3 中速轴及轴上零件的设计和校核296.4 低速轴及轴上零件的设计和校核33七、箱体结构的设计387.1 机体的刚度387.2 机体内零件的润滑，密封散热387.3 机体结构的工艺性387.4 附件设计3840八、润滑密封设计42九、经济性分析439.1 电机的选择439.2 轴最小直径的选择439.3 轴承的选择439.4 其他零件的选择43十、 心得感受44一、设计任务书混凝土搅拌机上用的传动装置，单项运转两班制工作。设计任务1、减速器装配图（0号）1张2、中速轴工程图（3号）1张3、高速级大齿轮工程图（3号）1张4、减速器装配图草图（3号）1张5、设计计算说明书1份设计时间2015年11月至2016年1月传动方案1-外圈齿轮 2-搅拌桶4-展开式两级圆柱齿轮减速器 3-联轴器 5-V带 6-电机 7-输出齿轮设计参数（原始数据） (1) 搅拌机所需功率 10 kw (2) 传给大齿圈的输入轴转速：60 r/min （3）使用年限 10年 (4) 大齿圈直径1500mm,转速14r/min1.6其它条件（1）双班制工作、使用期限为10年（有效工作时间48000h）。（2）工作时有轻微震动，单向运转。1.7 任务分析 （1）V带传动需要放在高速级 （2）采用闭式软齿面斜齿轮传动（3）结构要求均匀（4）电动机选择：三相异步电动机二、 传动方案论证方案一：原方案将传动能力较小的带传动及其它摩擦传动装置布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑及均匀。当装置负载时，V带通过打滑很好的保护系统不受损害。带传动布置在高速级更有利于体现其传动平稳、缓冲吸震、减小噪音的特点方案二：高速级带传动传动改为齿轮传动齿轮传动较带传动效率高，传动比更能准确的保证，但更换齿轮较更换V带价格贵，会增加成本，且带齿轮工作噪声大，在工作中会因为扭转变动引起的载荷不均匀现象。方案三：低速齿轮传动传动改为链传动齿轮传动平稳，占用空间小，但有残渣夹入齿轮时会影响寿命。链传动安装空间大，且由于搅拌桶的直径较大，所用链条的重量和长度会给工作造成不便，且工作效率也会收到极大的影响。综和考虑后，高速级用带传动，低速级用齿轮传动，即原方案。三 、电动机的选择3.1 电动机的类型和结构型式的选择根据直流电动机需直流电源，结构复杂，价格高且维护不便等原因，一般在实际生产中较普遍采用三相交流电源的电动机。考虑到粉尘的影响，采用卧式。选择Y系列笼型三相交流异步电动机。它效率高、工作可靠、结构简单、维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好。也适用于某些要求较高起动转矩的机械。3.2 电机选择由电动机至工作机的总效率 a0、1、2、3、4分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、搅拌桶的效率电动机所需的输出功率Pd=10/0.768=13.02 Kw电动机额定功率Ped，查表取 Ped = 15 KW Pd =13.02 KW 电动机额定转速n1n4=60r/min n5=14r/min 所以3由机械设计课程指导书（以下未经说明都是这本书）P7查的 1*2=840，0=24（0位为带传动传动比，1为减速箱高速级传动比，2为减速箱低速级传动比，3为减速器输出轴与工作轴的传动比） n1=0*1*2*n4=9609600 r/min3.2.4 选择电机及相关参数符合这一范围的异步转速有1000 r/min、1500 r/min、3000r/min当选择转速高的电动机时，极对少的电动机更便宜，而且带传动结构更紧凑，但使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加。1500转的电机较1000转的电机价格便宜，较3000转的工作噪声小，且由于单向工作，3000转电机不适合。 根据以上所述综合考虑，选取nd=1500r/min下面是所选电机的一些参数：总效率Pd =13.02 kw选电机：Ped =15 kwn1=1500r/min四、 总传动比的确定及各级传动比分配 a=nm/n5=1460/14=104.286 0*1*2*3 式中：nm -电动机的满载转速，单位r/min。4.2 各级传动比的分配及其说明4.2.1. V带理论传动比2-4, 初选 0=4.2.2. 两级齿轮理论传动比1 * 2=a/(0 * 3)=104.286/(2.5*4.286)4.3 齿轮传动各级传动比的分配说明 （1）各级传动比应在推荐值内，一发挥其性能，并使结构紧凑。 （2）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。 （3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。 （4）使各级大齿轮直径相近，以使大齿轮有接近的浸油深度，有利于润滑，同时还能使减速器具有较小的轮廓尺寸。 （5）不能使高速级传动比过大，否则会使传动零件与零件之间发生干涉碰撞。（6）为了有利于浸油润滑，应使两级大齿轮直径相近，这样做也有利于使传动装置外廓尺寸更加紧凑。应使i1 i2。由表P17-图-12得式中：1-高速级齿轮理论传动比；2-低速级齿轮理论传动比。计算传动装置的运动和动力参数4.4.1 各轴转速 n1=1460 r/min n5=14 r/min n2=n1/0=1460/2.5=584 r/min P1=13.02kw P2=P1*0=13.02*0.96=12.5 KWP3=P2*1*2=11.88 KWP4=P3*1*2=11.29 KWP5=P4*1*2*3=10.63 KWP6=P5*1=10.42 KWT1=9550*Pd/nmT2=T1*0*i0=204.40 NmT3=T2*i1*1*2=701.42 NmT4=T3*i2*1*2=1797.62 NmT5=T4*i3*1*2*2=7250.67 Nm4.5 各轴传动和动力参数汇总表（理论值） 各轴的输入功率、转矩、转速轴号P（KW）T (N.m)n (r/min)传动比i效率电机轴14600584i1=3.61121260123桶轴14工作1414a0=n1=1460n2=584n4=60五、 各级传动的设计计算 5.1 V带传动 5.1.1 主要传动参数 已知：工作条件为双班工作制，载荷平稳，工作机为带式输送，主要参数如下：电动机功率Pd =13.02 kw转速 n1=1460 r/min ，0= 5设计计算1. 确定计算机功率 查课本P156 表8-8 得工作情况系数5Pca=KA*Pd=1.5*13.02=19.53 kw2. 选取V带带型 由课本P157-表-8-9 知，选用B型带3. 确定带轮基准直径（1） 初选小带轮的基准直径为dd1 由课本P157-表8-9，P155-表-8-7选取，180mm（2）计算大带轮的基准直径由1式（8-15a）计算大带轮的基准直径dd2180*2.5=450mm(3) 验算带速 所以选取合适4. 由1表8-20确定V带的基准长度和传动中心距初选中心距 a0= 600mm由P145 表8-2 选带的基准长度 5. 验算主动轮上的包角所以主动轮上包角符合要求。6. 计算V带的根数Z得 所以Z=57、计算单根V带的初拉力的最小值(Fo) min查1表8-3得B型带的单位长度质量7kg/m所以单根V带的初拉力：(Fo) min=500 Pca (2.5 - K) /(ZVK)+qV2 =500272757 62 =N应使带的实际初拉力Fo(Fo) min8、计算压轴力Fp ( Fp ) min =2Z(Fo) min sin(1/2)=25sin(153.33/2)N 5V带传动主要参数汇总表带型计算功率Pca（kw）基准直径(mm)基准度Ld(mm)中心距a(mm)小轮包角1根数dd1dd2B1804502180547.6451o5单根带初拉力 F0=273 N 5由以上各步设计计算得带传动的：实际传动比：iv= dd2/ dd1=450/180=2.5I轴实际转速：nI=nm/iv=1460/2.5=584 r/minI轴实际转矩：TI=9.55106 PI / nI=9.55106/ 584=Nm5.2 高速级齿轮传动设计计算 5原始数据1、输入转矩TI=204396Nmm小齿轮转速nI=584 r/min理论齿数比= i1=3.612、选定齿轮类型、精度等级及齿数(1)、根据设计方案，采用标准直齿圆柱齿轮(2)、该减速器用于搅拌，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，小齿轮45cr调质处理HBS1 = 280HBS大齿轮45钢正火处理HBS2 = 240HBS 由教课书上P 207-209页 图10-20和10-21 Hlim1 =600Mpa，FE1= 500MpaHlim2= 550Mpa，FE2= 380Mpa(3)、精度等级为7级(4)、初选z1=24得：z2=z1=243.61=圆整取：z2=87 5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计由d1t 2kT1(+1)(ZHZEZ/ H ) 2/ (d)1/31、确定公式中各计算数值(1) 初选载荷系数Kt =1.3(2) 由课本表10-7，取得：高速级定： d=1 由1表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2(3) 由图P203-图20 ，得：ZH=2.5 (n=20o, t=0 o)(4) 由图10-26 得：1=0.8，2=0.918得：1+2 所以 Z=（4-(5) 应力循环系数N1=60n1Lhj=60584(8230010) 1=109得：N2= N1 /=6109/3.61=109(6) 由1表10-23, 查得kHN16，kHN2=(7) 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH。所以由1表 , 取S=1(8) H1=（ kHN1Hlim1）/S=（0.96600）/1=576MpaH2=（ kHN2Hlim2）/SH=(550) /1=Mpa 因为 H1 H2 所以取：H= H1=576Mpa2、计算(1) d1t 2ktT1(+1)(ZHZEZ/H )2/(d)1/3 =21.3204396(3.61)2 /(15402)1/3=mm(2) 齿轮的圆周速度：V=d1tnI /（601000）=m/s(3) 齿宽： b=dd1t=1=mm(4) 计算载荷系数ka 由1表10-2查得：kA=1.75b. 根据V=m/s及齿轮精度为7级由1表10-8 , 查得：动载系数kv=1.10c. kAFt/ b=2*T*KA/(b*d) 100 N/mm由1表10-3,查得：齿间载荷分配系数：kH=kF=1.0d. 由1表10-4，齿向载荷分布系数kH4得到动载系数： k=kAkvkHkH= 1.751.101.01.424=2.741(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t( k / kt )1/3=(2.741/1.3)1/3=mm(7) 计算模数mmt= d1 / z1=/24=mm(8) 计算齿厚 5 mt2kT1Y2 (YFaYsa/ F) / (dZ12)1/31. 确定公式中各计算数值(1) 计算载荷系数根据kFt=1.3,Y(2) 由1P200-图10-17和P201-图10-18得：齿形系数： YFa1= ， YFa2=2.2应力校正系数： YSa1=1.59 ， YSa28 查得：弯曲疲劳寿命系数 kFN15, kFN2取安全系数SF=1.4又已知FE1= 500Mpa，FE2= 380Mpa最终得到：F1=( kFN1FE1 )/ SF=MpaF2= (kFN2FE2 )/ SF=Mpa（3） 计算大小齿轮的YFa1 YFa1/ F，并加以比较因为YFa1 YSa1/ F1658YFa2 YSa2/ F2658取二者中的大值，得到YFa YFa/ F658（4） 计算模数mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 =2204396 X 0./ 242)1/3=mm(5) 计算载荷系数 d1=mt*Z1=52.544 mm v=1.607 m/s b=dd1查得：kF KA=1.75 Kv=1.05 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s 100 m/s 所以， kF=得到：k F=kAkvkFkF=1.751.051.0= （6） 重新计算模数mF=mt*(KF/KFt)1/3因为 mF=2.715 H2 所以取：H= H2= 605 Mpa2、计算(1) d1t 2ktT1(+1)(ZHZEZ/H )2/(d)1/3 =21.3701488()2 /(15402)1/3=105.035 mm(2) 齿轮的圆周速度：V=d1tnI /（601000）=0.89 m/s(3) 齿宽： b=dd1t=1=105.035 mm(4) 计算载荷系数kb 由1表10-2查得：kA=1.75b. 根据V=m/s及齿轮精度为7级由1表10-8 , 查得：动载系数kv=1.04c. kAFt/ b=2*T*KA/(b*d) 100 N/mm由1表10-3,查得：齿间载荷分配系数：kH=kF=1.0d. 由1表10-4，齿向载荷分布系数kH32得到动载系数： k=kAkvkHkH= 1.751.041.01.432=2.607(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t( k / kt )1/3=(2.607/1.3)1/3=132.450 mm(7) 计算模数mmt= d1 / z1=/30=4.4 mm(9) 计算齿厚 5 mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 1 确定公式中各计算数值(1)计算载荷系数根据kFt=1.3,Y(2) 由1P200-图10-17和P201-图10-18得：齿形系数： YFa1= ， YFa2=2.225应力校正系数： YSa1=1.625 ， YSa275 查得：弯曲疲劳寿命系数 kFN18, kFN29取安全系数SF=1.4又已知FE1= 500Mpa，FE2= 380Mpa最终得到：F1=( kFN1FE1 )/ SF=314.29 MpaF2= (kFN2FE2 )/ SF=241.57 Mpa（3） 计算大小齿轮的YFa1 YFa1/ F，并加以比较因为YFa1 YSa1/ F113174YFa2 YSa2/ F26349取二者中的大值，得到YFa YFa/ F6349（5） 计算模数mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 =2701488 x 0./ 302)1/3=2.826 mm(6) 计算载荷系数 d1=mt*Z1= mm v=0.718 m/s b=dd1= mm h=6.3585 mm b/h=查得：kF=1.38425 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s 100 m/s 所以， kF=得到：k F=kAkvkFkF=1.75251.084=83 （6） 重新计算模数mF=mt*(KF/KFt)1/3=因为 mF=mH=4.4 所以m=4.55.2.4 整理参数d1=135 mm d2= mm Z1=30 Z2=81 m=4.5 b2=128mm b1=130mm 中心距 a=(d+d)/2=mm六、 轴、键、轴承的设计计算及校核轴最小直径的估算齿轮1轴的示意简图：轴齿轮3齿轮2轴轴齿轮4(1) 选取轴的材料为45钢，调质处理当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：1轴为高速轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值，选30 MPa 即 Ao=116.757 ；3轴为低速轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值,选40MPa 即 Ao=106.08 ；2为中速轴在两者之间,选35MPa 即 Ao=110.909。(2) 按1式(15-2)，d1min=Ao (PIII/ nIII)1/3=( /584) 1/3 =mm 依次得，d2min=Ao (PIII/ nIII)1/3=( /) 1/3 =mmD3min=Ao (PIII/ nIII)1/3=( /60) 1/3 =60.796 mm（3）因为dmin小于100 mm，且轴上开有键槽 所以，需将最小直径加大补偿键槽对轴的强度的削弱。得到：d1min=37.2796 mmd1min=53.4152 mmd1min=69.9154 mm 圆整后，低速轴承受扭矩较大，应放大直径，有 d1=40 mm d2=60 mm d4=75mm 6.2 高速轴及轴上零件的设计和校核 4 32 56 1根据轴径选择深沟球轴承的型号：轴承代号dDBda极限转速64105013031621186700（1） 高速轴设计设计尺寸 1段轴和带轮配合，配合孔直径选轴的最小尺寸 40mm,该孔径带轮的宽度为100 mm,轴承端盖材料为 灰铸铁40% ，配合轴承外径130mm，凸缘厚度为12mm,连接螺栓直径为 M10，选取长度为40mm，减速箱壁厚 10mm,配合高速小齿轮齿轮宽为85mm，低速小齿轮齿宽为133mm,低速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm,根据轴的直径查课本得到相关的轴肩高度，进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围 L=100+12+40+133+85+31+10=410mm实际轴长应大于此尺寸。（2）轴的各段安装示意图如下:整理表格得：123456d404550625054具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉（轴和齿轮不想交），经计算进一步确定确定，123456d404550625054L1016231836.2.2校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命1、 轴的强度校核取轴承齿轮的的中心作为受力点分析带入数值得ca=13.4 Mpa -1=60Mpa轴校检合格。2、 键强度校核轴第一段键，轴直径40mm, 选键 b x h=14 x 9 , L=90mm, l=L-b=76mm=26.5 Mpa 校检合格 轴第五段，轴直径50mm选键 b x h=16 x 10, L=80mm, l=L-b=64mm=23.6 Mpa 校检合格3、轴承强度校核Fa=0 Fs1=Fs2=0FR1=S1 FR2=S2代入数据有， P1=1131 N P2=33912 N所以所以Lh=5.74 x 104h 300*16*10=4.8*1046.3 中速轴及轴上零件的设计和校核2 3 4 1 5根据轴径选择深沟球轴承的型号：轴承代号dDBda极限转速63126013031721188000（2） 中速轴设计设计尺寸 1段轴和配合轴承外径130mm，轴承宽度为31凸缘厚度为12mm,连接螺栓直径为 M10，选取长度为40mm，,配合高速大齿轮齿轮宽为85mm，低速小齿轮齿宽为133mm,低速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm,根据轴的直径，查课本得到相关的定位轴肩的轴肩高度，进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围 L=10+31+133+85+31=290mm实际轴长应大于此尺寸。（2）轴的各段安装示意图如下:整理表格得：12345d6064726450具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉（轴和齿轮不想交），结合轴I的尺寸，经计算进一步确定确定12345d6064726450L417810131426.3.2校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命 1、轴的强度校核取轴承齿轮的的中心作为受力点分析 Fa3=0进行受力分析得c) M1d)e) M2f) T轴校检合格。 2、键强度校核轴第4段键，轴直径64mm, 选键 b x h=18 x 11 , L=70mm, l=L-b=52mm 校检合格键第2段，轴直径64mm选键 b x h=18 x 11, L=125mm, l=L-b=107mm=37.4 Mpa 校检合格3、 轴承强度校核 Fa=0,Fs1=Fs2=0 FR1=S1,FR2=S2P1=1495 N P2=3371 N带入公式得Lh=6.09 x 105 h 0.07d , 取h=5mm，则轴环处的直径dV-VI=100mm。轴环宽度b1.4h，取lV-VI=40mm。4）. 其余尺寸轴2进一步确定 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（2）轴的各段安装示意图如下:整理表格得：1234567d859010095858375具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉（轴和齿轮不想交），结合轴I的尺寸，经计算进一步确定确定1234567d809010095858375L1264028701356.4.2校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命 1、轴的强度校核取轴承齿轮的的中心作为受力点分析进行受力分析得a)b)c) M2 d)e) M1f) 2、键强度校核轴第7段键，轴直径90mm, 选键 b x h=20 x 12 , L=136mm, l=L-b=116mm=73.8MPa 校检合格轴第2段，轴直径90mm 选键 b x h=25 x 14, L=110mm, l=L-b=85mm=67.2 Mpa 校检合格 3、轴承强度校核 Fa=0,Fs1=Fs2=0 FR1=S1,FR2=S2P1=2809 N P2=7716 N所以 P=P2带入公式得Lh=6.01 x 105 h 300*16*10=4.8*104 h所以校检合格七、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT40%）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量 7.1 机体的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度，刚度满足 7.2 机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为7.3机体结构的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=10。机体外型简单，拔模方便.7.4 附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M5紧固.B 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。M=20mm,L=10(壁厚为10mm，凸台厚5mm)C 油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.M=20mm,L=60mmD 通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选M205E启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.M=10F 位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆柱定位销，以提高定位精度.d=10mm