二级直圆柱齿轮减速器说明书样本.doc

资料内容仅供您学习参考，如有不当之处，请联系改正或者删除。机械设计课程设计说明书 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 2024-10-8目 录一、 设计任务书41.1设计题目41.2 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94.1理论总传动比94.2 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94.4计算传动装置的运动和动力参数104.5 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236.1轴最小直径的估算236.2 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387.5减速器机体结构尺寸40八、 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 其它零件的选择43十、 心得感受44一、 设计任务书 1.1设计题目 混凝土搅拌机上用的传动装置, 单项运转两班制工作。 1.2 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 1.3 设计时间 11月至 1月 1.4 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 1.5 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 (4) 大齿圈直径1500mm,转速14r/min 1.6 其它条件 ( 1) 双班制工作、 使用期限为 ( 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带经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3.2.1由电动机至工作机的总效率 a 0、 1、 2、 3、 4分别为带传动、 轴承、 齿轮传动、 联轴器、 搅拌桶的效率取0=0.96, 1=0.98, 2=0.97, 3=0.99, 4=0.96a=0.96*0.984*0.973*0.99*0.96=0.7683.2.2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 KW3.2.3 电动机额定转速n1 n4=60r/min n5=14r/min 因此3=n4/n5=60/14=4.286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 a=0.768Pd =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 4.1理论总传动比 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= 2.5 4.2.2. 两级齿轮理论传动比1 * 2=a/(0 * 3)=104.286/(2.5*4.286) =9.733 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 1=3.61 2=2.696式中: 1-高速级齿轮理论传动比; 2-低速级齿轮理论传动比。4.4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 n3=n2/1=584/3.61=161.77r/minn4=n3/2=161.773/2.696=60 r/min 4.4.2各轴输入功率 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 KW 4.4.3各轴输入转矩T1=9550*Pd/nm=9550*13.02/1460=85.167 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 Nm 4.5 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13.0285.161460i0=2.5012.50204.40584i1=3.611211.88701.42161.77i2=2.6961211.291797.6160i3=1.286123桶轴10.637250.6714工作10.421414 a=104.2860= 2.5 1=3.612=2.696n1=1460n2=584n3=161.77n4=60P1=13.02P2=12.5P3=11.88P4=11.29P5=10.63P6=10.42T1=85.17T2=204.40T3=701.42T4=1797.62T5=7250.67五、 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= 2.5 5.1.2 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5 Pca=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 因此选取合适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 因此主动轮上包角符合要求。6. 计算V带的根数Z 得 因此Z=5 7、 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q=0.17kg/m因此单根V带的初拉力: (Fo) min=500 Pca (2.5 - K) /(ZVK)+qV2 =50019.52(2.5-0.927) /(0.9275 13.76)+0.17 13.762 =273.01N应使带的实际初拉力Fo(Fo) min 8、 计算压轴力Fp ( Fp ) min =2Z(Fo) min sin(1/2)=25273.01sin(153.33/2)2656.5N 5.1.3 V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dd1dd2B5.21804502180547.645153.33o5单根带初拉力 F0=273 N 5.1.4实际计算结果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=9.5510613.02/ 584=204.40Nm 5.2 高速级齿轮传动设计计算 5.2.1 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=3.61 2、 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=86.64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)1/3 1、 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=1.64 因此 Z=( 4-a)0.5=0.872(5) 应力循环系数N1=60n1Lhj=60584(8230010) 1=2.046109得: N2= N1 /=2.046109/3.61=0.567109(6) 由1表10-23, 查得kHN1=0.96, kHN2=1.05(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。因此由1表 , 取S=1(8) H1=( kHN1Hlim1) /S=( 0.96600) /1=576MpaH2=( kHN2Hlim2) /SH=(1.05550) /1=577.5Mpa 因为 H1 H2 因此取: H= H1=576Mpa2、 计算(1) d1t 2ktT1(+1)(ZHZEZ/H )2/(d)1/3 =21.3204396(3.61+1)(2.5189.8X0.872)2 /(154023.61)1/3 =70.486mm(2) 齿轮的圆周速度: V=d1tnI /( 601000) =2.155m/s(3) 齿宽: b=dd1t=170.486=70.486mm(4) 计算载荷系数ka 由1表10-2查得: kA=1.75 b. 根据V=2.155m/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kH=1.424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=70.456(2.741/1.3)1/3=90.384mm(7) 计算模数m mt= d1 / z1=90.384/24=3.766mm(8) 计算齿厚 b=80.117 5.2.3按齿根弯曲疲劳强度计算 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=0.25+0.75/1.719=0.686(2) 由1P200-图10-17和P201-图10-18得: 齿形系数: YFa1=2.72 , YFa2=2.2应力校正系数: YSa1=1.59 , YSa2=1.78 查得: 弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.85, kFN2=0.87 取安全系数SF=1.4 又已知FE1= 500Mpa , FE2= 380Mpa最终得到: F1=( kFN1FE1 )/ SF=303.57MpaF2= (kFN2FE2 )/ SF=236.143Mpa( 3) 计算大小齿轮的YFa1 YFa1/ F, 并加以比较因为YFa1 YSa1/ F1=0.01658 YFa2 YSa2/ F2=0.01658取二者中的大值, 得到YFa YFa/ F =0.01658（4） 计算模数 mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 =21.3204396 X 0.686 X 0.01658/ 242)1/3 =2.189mm(5) 计算载荷系数 d1=mt*Z1=52.544 mm v=1.607 m/s b=dd1=52.544 mm h=4.492525mm b/h=10.668 查得: kF=1.35 KA=1.75 Kv=1.05 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s 100 m/s 因此, kF=1.0 得到: k F=kAkvkFkF=1.751.051.01.35=2.41 ( 6) 重新计算模数mF=mt*(KF/KFt)1/3=2.715因为 mF=2.715 H2 因此取: H= H2= 605 Mpa2、 计算(1) d1t 2ktT1(+1)(ZHZEZ/H )2/(d)1/3 =21.3701488(2.696+1)(2.5189.8 X 0.868)2 /(154022.696)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=1105.035=105.035 mm(4) 计算载荷系数kb 由1表10-2查得: kA=1.75 b. 根据V=0.89m/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kH=1.432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=105.035(2.607/1.3)1/3=132.450 mm(7) 计算模数m mt= d1 / z1=132.450/30=4.4 mm(9) 计算齿厚 b=80.117 5.2.3按齿根弯曲疲劳强度计算 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=0.25+0.75/1.741=0.681(2) 由1P200-图10-17和P201-图10-18得: 齿形系数: YFa1=2.548 , YFa2=2.225应力校正系数: YSa1=1.625 , YSa2=1.775 查得: 弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.88, kFN2=0.89 取安全系数SF=1.4 又已知FE1= 500Mpa , FE2= 380Mpa最终得到: F1=( kFN1FE1 )/ SF=314.29 Mpa F2= (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/ F1=0.013174 YFa2 YSa2/ F2=0.016349 取二者中的大值, 得到YFa YFa/ F =0.016349（5） 计算模数 mt2kT1 Y2 (YFa Ysa/ F) / (dZ12)1/3 =21.3701488 x 0.681 x 0.016349/ 302)1/3 =2.826 mm(6) 计算载荷系数 d1=mt*Z1=84.772 mm v=0.718 m/s b=dd1=84.772 mm h=6.3585 mm b/h=13.33 查得: kF=1.384 KA=1.75 Kv=1.025 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s 100 m/s 因此, kF=1.0 得到: k F=kAkvkFkF=1.751.0251.01.384=2.483 ( 6) 重新计算模数mF=mt*(KF/KFt)1/3=3.506因为 mF=3.506 mH= 4.4 因此m=4.55.2.4 整理参数 d1=135 mm d2=364.5 mm Z1=30 Z2=81 m=4.5 b2=128mm b1=130mm 中心距 a=(d+d)/2=249.75mm六、 轴、 键、 轴承的设计计算及校核 6.1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 =116.757( 12.4992 /584) 1/3 =32.417mm 依次得, d2min=Ao (PIII / nIII)1/3 =110.909( 11.8827 /161.773) 1/3 =46.448mm D3min=Ao (PIII / nIII)1/3 =106.08( 11.2948 /60) 1/3 =60.796 mm( 3) 因为dmin小于100 mm, 且轴上开有键槽 因此, 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 mm d1min=53.4152 mm d1min=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 6.2.1高速轴设计尺寸 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641050130316211892.255.26700（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, 123456d404550625054L1016231151.58341.56.2.2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因此因此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 6.3.1中速轴设计尺寸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631260130317211881.851.88000（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