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同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书

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同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书

华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 1 同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书 设计计算及说明 计算结果 1、 设计任务 设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器(如图),工作平稳,单向运转,两班制工作。运输带容许速度误差为 5。减速器成批生产,使用期限 10 年。设计参数运输机工作轴扭矩 T1500N m,运输带速度 vs,卷筒直径 D350㎜。 2、 传动方案的分析与拟定 如设计任务书 上布置简图所示,传动方案采用 V 带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱。采用V 带可起到过载保护作用,同轴式可使减速器横向尺寸较小。 3、 电动机的选 择 动机类型的选择 按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机,工作电压为 380V。 择电动机的容量 定电动机所需功率 工作机的有效功率 1000 10002 0 0 1 5 0 02 3  取 V 带传动效率 ,滚动轴承传递效率 (三对),齿轮传动效率 ,卷筒传动效率 ,联轴器传动效率 。 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 2 设计计算及说明 计算结果 从电动机到工作机输送带间的总效率 424  联卷齿滚带  电动机所需功率 2 9P   因载荷平稳,电动 机额定功率需稍大于0表确定电动机功率1 。 定电动机转速 卷筒轴工作转速 m i i 1 4 0 . 8 5100060 100060 vn w    V 带传动范围 521 i ,二级圆柱齿轮减速器传动比 6082 i , 总传动比范围 3 0 01660852 i, 电动机转速可选范围  0( 16300) r/ ( 3920) r/ 合这一范围的同步转速为 750 r/ 1000 r/ 1500 r/ 3000 r/种。初选同步转速为 1000 r/ 1500 r/ 两种电动机比较。 方案 型号 同步转速 r/ 载转速 r/ 率 质量 ㎏ 1 500 1460 88 123 2 000 970 87 147 由表中数据 知,两个方案均可行,但方案 1 电动机质量小,且比价低,故采用方案 1,选择电动机型号为 定电动机参数 型号 功率 步转速 r/ 载转速 r/ 率 质量 ㎏ 1 1500 1460 88 123 额定转矩 大转矩 机轴键槽宽 F 12 键槽深 5 电机轴直径 D 电机轴长度 E110 H160 G 37  1 电动机型号为 中农业大学 工学院 机械设计课程设计 3 设计计算及说明 计算结果 4、 传动装置运动及动力参数计算。 动装置总传动比和分配各级传动比 动装置总传动比 分配各级传动比   其中,为使两级大齿轮直径相近,取 取 V 带传动的传动比 i ,两级圆柱齿轮减速器传动比  58 6  符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。 动装置的运动和动力参考数的计算 各轴转速 电动机轴为 0 轴,减速器高速轴为 Ⅰ 轴,中速轴为 Ⅱ 轴,低速轴为 Ⅲ 轴。 m m  n m 4m 6 00 m 84 m 4 m w   i i   工学院 机械设计课程设计 4 设计计算及说明 计算结果 各轴功率  带   滚齿    滚齿  w 2   卷联滚  各轴扭矩 6 5 09 5 5 0 00 N m 05 8 5 09 5 5 0  m 5 09 5 5 0  m 2 5 09 5 5 0  m 0 5 09 5 5 0 m 运动和动力参数如下表 轴名 参数 电动机轴 高速轴 Ⅰ 中速轴 Ⅱ 低速轴 Ⅲ 卷筒轴 转速 n r/ 1460 584 率 P( 矩 T( N m) 动比 i 效率 η 中农业大学 工学院 机械设计课程设计 5 设计计算及说明 计算结果 5、 传动零件的设计 V 带轮的设计 V 带设计 电动机功率 ,转速 14600 传动比 5.2i ,每天工作16 小时。 1、 确定计算功率械设计(第八版) 156 页表 8得工作情况 系数 K ,故  2、 选择 V 带带型 根据n,根据 机械设计(第八版) 157 页图 8用 B 型。 3、 确定 V 带轮的基准直径1)初选小带轮的基准直径1机械设计(第八版) 155 页表 8 157页表 8小带轮基准直径 321 。 2)验算带速 v d 460132100060 01    因为 05  ,故带速合适。 3)计算大带轮的基准直径2 由机械设计(第八版) 157 页表 8带轮基准直径圆整为 552 。 B 型 d 1321  d 3552  华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 6 设计计算及说明 计算结果 4、 确定 V 带的中心距 a 和基准长度式    21021 27.0 得, ,初定中心距 500 。 2)计算带所需的基准长度  02122100 422       6504 13235535513226502 2 由机械设计(第八版) 146 页表 8带的基准长度 000。 3)计算实际中心距 082 208420006502 00   中心距的变化范围是 78 5、 验算小带轮上的包角 1      901 5 96 0 8 23 5 51 8 0 121  6、 计算带的根数 z 1)计算单根 V 带的额定功率 由 321 和 查 机械设计(第八版) 152 页表 8。 d 2000 08 1591 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 7 设计计算及说明 计算结果 根据 , 5.2i 和 B 型带,查表 8, ,查表 8 K ,查表 8 K ,于是     r   2)计算 V 带的根数 z 取 5 根带。 7、 计算单根 V 带的初拉力的最小值  械设计(第八版) 149 页表 8, B 型带的单位长度质量 ,故     2m i 0 KF   N   应使带的实际初拉力  F 。 8、 计算压轴力 压轴力的最小值为     p 3 0 0 921 5 9s i 6522s i m i i n   5 根   06m   NF p 3009m 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 8 设计计算及说明 计算结果 带轮的结构设计 电动机主轴直径 2 ,长度 10 ,转速 ,主轴上键槽深  ,键槽宽 2 。选择平键 00812  。 1、小 V 带轮的设计 选材 200由于 中 2 , 32),故采用腹板式带轮。 小 V 带轮  ,  由机械设计(第八版) 161 页表 8得, a , f ,  , , 34 。 则 3 9 22 m i n , 1242  ,取 9 , 1  ,取 0 。 轮槽工作表面粗糙度取 者 2、大 V 带轮的设计 选材 200由于 300355 采用轮辐式带轮。查表 10 38 。 依小 V 带轮取 9 ,取 5 ,则  ,  , 3 9 22 m i n  , 31  , 腹板式带轮 轮辐式带轮 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 9 设计计算及说明 计算结果 2  , 1  , 2  , 1  , 2  , 轮槽工作表面粗糙度取 者 齿轮传动设计 低速级齿轮强度设计 输入功率  ,扭矩 T N m ,转速  ,齿数比 ,工作寿命 10 年两班制(每天 16 h )。 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1) 根据传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。 2) 运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度( 3) 材料选择。由表 10择小齿轮材料为 40质,硬度为 280齿轮材料为 45 钢,调质,硬度为 240者材料硬度差为 40 4) 选小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数 1 5  ,取852 z 。 2、 按齿面接触强度设计 231 ][直齿圆柱齿轮 7 级精度 241 z 852 z 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 10 设计计算及说明 计算结果 1) 确定公式内的各计算数值。 ① 试选载荷系数 3.1 ② 计算小齿轮传递的扭矩, T  555 ③ 由表 10取齿轮宽系数 1d, ④ 由表 10得材料的弹性影响系数  , ⑤ 由图 10 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限001 ,大齿轮的接触疲劳强度极限 502 , ⑥ 计算应力循环次数 81 107 8 1 03 6 582 46060   8812 106 3 07 8 1  ⑦ 由图 10接触疲劳强度寿命系数 ⑧ 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1,安全系数 1S , M P 1l i   M P 2l i   华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 11 设计计算及说明 计算结果 2) 计算 ① 试算小齿轮分度圆直径入  H 中较小的值 232 ][  ② 计算圆周速度 v t      ③ 计算齿宽 b 1 86 1 812   ④ 计算齿宽与齿高之比 齿高 ⑤ 计算载荷系数 根据 , 7 级精度,由图 10得动载系数 11.1 直齿轮, 1 K, 由表 10得使用系数 1 t t 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 12 设计计算及说明 计算结果 由表 10插值法查得 7 级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时, 由 0   ⑥ 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径 322 ⑦ 计算模数 m 4 612 3、 按齿根弯曲强度设计  ][2 2121) 确定公式内的各计算数值 ① 由图 10得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001  ,大齿轮的弯曲强度极限 802  。 ② 由图 10弯曲疲劳寿命系数 ③ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 , M P 111   华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 13 设计计算及说明 计算结果 M P 222   ④ 计算载荷系数 K   ⑤ 查取齿形系数 由表 10得 ⑥ 查取应力校正系数 由表 10得 ⑦ 计算大小齿轮的][ 并加以比较 111 Y , 0 1 5 2 7 7 7 222 Y , 大齿轮的数值大。 2) 设计计算 5 2 2 3 2 53 212 对比计算结果,由齿面接触强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取弯曲强度算的的模数 就近圆整为标准值  ,按接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数  华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 14 设计计算及说明 计算结果  取 291 z , 大齿轮齿数 2295 4  ,取 1032 z , 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 4、几何尺寸计算 1) 计算分度圆直径 1 642911  1 241 0 322  2) 计算中心距 642 4121162 21  3) 计算齿轮宽度 d 1 1 61 1 611   , 取 202  , 251  速级齿轮强度计算 输入功率 ,扭矩 T N m ,转速  ,齿数比 ,工作寿命 10 年两班制(每天 16 h )。 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1) 根据传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。 2) 运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度( 291 z 1032 z 161  122  64 251  202  直齿圆柱齿轮 7 级精度 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 15 设计计算及说明 计算结果 3) 材料选择。由表 10择小齿轮材料为 40质,硬度为 280齿轮材料为 45 钢,调质,硬度为 240者材料硬度差为 40 4)选小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数 1 5  ,取852 z 。 2、 按齿面接触强度设计 231 ][1) 确定公式内的各计算数值。 ① 试选载荷系数 3.1 ② 计算小齿轮传递的扭矩, T  555 ③ 由表 10取齿轮宽系数 1d , ④ 由表 10得材料的弹性影响系数  , ⑤ 由图 10齿 面硬度 查得 小齿 轮的 接触疲 劳强 度极 限001 ,大齿轮的接触疲劳强度极限 502 , ⑥ 计算应力循环次数 91 100 4 03 6 58215 8 46060   8912 107 6 00 4  241 z 852 z 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 16 设计计算及说明 计算结果 ⑦ 由图 10接触疲劳强度寿命系数 ⑧ 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1,安全系数 1S , M P 1l i   M P 2l i   2) 计算 ① 试算小齿轮分度圆直径入  H 中较小的值 231 ][  ② 计算圆周速度 v t      ③ 计算齿宽 b   ④ 计算齿宽与齿高之比t 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 17 设计计算及说明 计算结果 模数 0 齿高 1 ⑤ 计算载荷系数 根据 , 7 级精度,由图 10得动载系数 12.1 直齿轮, 1 K, 由表 10得使用系数 1由表 10插值法查得 7 级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时, 由 0 载荷系数5 9   ⑥ 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径 311 ⑦ 计算模数 m  华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 18 设计计算及说明 计算结果 3、按齿根弯曲强度设计  ][2 21 ( 1) 确定公式内的各计算数值 ① 由图 10得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001  ,大齿轮的弯曲强度极限 802  。 ② 由图 10弯曲疲劳寿命系数 ③ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 , M P 111   M P 222   ④ 计算载荷系数 K 5 1   ⑤ 查取齿形系数 由表 10得 ⑥ 查取应力校正系数 由表 10得 ⑦ 计算大小齿轮的][ 并加以比较 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 19 设计计算及说明 计算结果 111 Y , 0 1 5 5 2 7 7 222 Y , 大齿轮的数值大。 ( 2) 设计计算 5 5 2 3 2 53 211 对比计算结果,由齿面接触强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取弯曲强度算的的模数 就近圆整 为标准值 ,按接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数  取 291 z , 大齿轮齿数 2295 4  ,取 1032 z , 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 4、几何尺寸计算 ( 1) 计算分度圆直径 2911  10322  ( 2) 计算中心距 652 1  291 z 1032 z 65 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 20 设计计算及说明 计算结果 ( 3) 计算齿轮宽度 d   , 取 52  , 01  。 由于减速器为同轴式,要求高低速级齿轮中心距相等。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。 故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。 轮结构设计参数。 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 传动比 数 m ( 4 中心距 a ( 264 啮合角  20 齿数 29 103 29 103 齿宽 B ( 125 120 125 120 直径 ( 分度圆 116 421 116 412 齿根圆 106 402 106 402 齿顶圆 124 420 124 420 01  52  华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 21 设计计算及说明 计算结果 6、 轴的设计计算 速轴 Ⅰ 的设计计算 转矩确定 Ⅰ 轴的最小直径 1、高速轴上的功率、转速和转矩 功率( 转速( 转矩( ) 84 、 作用在轴上的力 高速级小齿轮的分度圆直 径 16 , t 1610116   a 1 6t a n   o s o s   3、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15 1120 A,于是得 2 330m i n  轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案 NF t F r F n 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 22 设计计算及说明 计算结果 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 ① 为了满足 V 带轮轴向定位, 1轴右端需制出一轴肩, 521  ,故取 2232 。 V 带轮与轴的配合长度 11  ,为了保证轴挡圈只压在 V 带轮上而不压在轴的端面上,故 1的长度应比 1L 略段些,取 821  。按径取挡圈直径 2 。 ② 初选滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用,故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据 232 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组。标准精度级的圆柱滚 子 轴 承 其 尺 寸 为 110055  , 故 取58743   ,而 187  。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,由机械设计实践与创新表 得 ,因此套筒左端高度为 且有 476 。 ③ 取安装齿轮的轴段 4直径 054 , 已知齿轮轮毂的宽度为 125使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂的宽度,取 2154 ,齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位,右端用轴肩定位, ,取  ,轴 5065 ,轴环宽度 ,故取 065 。 ④ 轴承端盖的总宽度为 20 减速器及轴承端 盖的结构设计而定)。根据轴承端 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 23 设计计算及说明 计算结果 的装拆,取端盖的左端与 V 带轮右端面间的距离 0 ,故取 032 。 取齿轮距箱体避之间距离 9 ,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离,取  ,滚动轴承宽度 1 ,则有 24198211 2 11 2 543  , 考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离,取 9821105276 。 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 3) 轴上零件的周向定位。 V 带轮与轴的周向定位选用平键 0914  , V 带轮与轴的配合为67轮与轴的周向定位选用平键 1 01118  ,为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性,故选齿轮轮毂与轴的配合为67动轴承与轴的周定定 位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 4) 确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表 15轴端倒角  轴段编号 长度( 直径( 配合说明 1 2 78 45 与 V 带轮键连接配合 2 3 50 52 定位轴肩 3 4 52 55 与滚动轴承 合,套筒定位 4 5 121 60 与小齿轮键连接配合 5 6 10 70 定位轴环 6 7 29 64 定位轴肩 7 8 21 55 与滚动轴承 合 总长度 361中农业大学 工学院 机械设计课程设计 24 设计计算及说明 计算结果 5) 轴上载荷的计算 根据轴的结构图作出轴的计算简图,确定支撑位置并计算。 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 25 设计计算及说明 计算结果 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F H H V V  弯矩 M  9 6 9 1 v  3069181 v  1 9 6 42 总弯矩  3069181 ,  扭矩 T  140140 弯矩合成应力校核轴的强度 根据表中数据以及轴单向旋转,扭转切应力应为脉动循环应力,取 ,轴的计算应力 M P 06918 3 2212    , 已选定轴的材料为 45 钢,调质处理。由表 15得 1  ,因此][ 1  故安全。 速轴 Ⅱ 的设计计算 转矩确定 Ⅱ 轴的最小直径 1、中速轴上的功率、转速和转矩 功率( 转速( 转矩( ) 、作用在轴上的力 高速级 大齿轮分度圆直径 121  , F t 1 210412 11 , 安全 NF t 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 26 设计计算及说明 计算结果 120t a 1 2t a   , 6 020c o s 1 2c o s 11   。 高速级小齿轮分度圆直径 162  , F t 1 210116 22 , 8 920t a 1 2t a  , o s o s 22   。 3、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15 1120 A,于是得 30m i n  轴的设计计算 1)拟定轴上零件的装配方案 NF r NF n NF t NF r NF n 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 27 设计计算及说明 计算结果 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ① 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力作用,故选用圆柱滚子轴承,参照工作要求确定 06521  ,据此由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙、标准精度级的圆柱滚子轴承 其尺寸 为 711050  。 左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,由 1994276 得 轴承定位轴肩高度  ,因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为 ② 取安装齿轮的轴段 2 4径 55432  。齿轮与轴承之间采用套筒定位,大齿轮轮毂长 201  ,小齿轮轮毂长 252  ,为了使套筒压紧齿轮端面故取 1632 , 2154 。 ③ 大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位,轴肩高度 ,取  ,则743  ,考虑高低速轴的配合,取 2043  。 ④ 大齿轮左端面与箱体间距 9 ,小齿轮右端面与箱体间距 9 ,考虑箱体铸造误差  ,故 4278196521  。 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 3)轴上零件的周向定位 大 小 齿 轮 与 轴 的周 向定 位 均 采 用 平 键连 接。 大 齿 轮 周 向 定位 按32用平键 101016  ,小齿轮周向定位按 54d 查20031096 用平键 101016  。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为67动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 4) 确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表 15轴端倒角  华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 28 设计计算及说明 计算结果 轴段编号 长度( 直径( 配合说明 1 2 54 50 与滚动轴承 合 2 3 116 55 与大齿轮键连接配合 3 4 220 67 定位轴肩,保证高低速齿轮配合 4 5 121 55 与小齿轮键连接配合 5 6 54 50 与滚动轴承 合 总长度 565 轴上载荷的计算 根据轴的结构图作出轴的计算简图,确定支撑位置并计算。 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 29 设计计算 及说明 计算结果 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F H H V V 弯矩 M   0 4 8 22 v  v  总弯矩  8 7 151 ,  扭矩 T  476340 弯矩合成应力校核轴的强度 根据表中数据以及轴单向旋转,扭转切应力应为脉动循环应力,取 ,轴的计算应力 M P 3 22222   , 已选定轴的材料为 45 钢,调质处理。由表 15得 1  ,因此][ 1  故安全。 速轴 Ⅲ 的设计计算 转矩确定 Ⅲ 轴的最小直径 1、低速轴上的功率、转速和转矩 功率( 转速( 转矩( ) 、作用在轴上的力 高速级大齿轮分度圆直径 12 , 安全 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 30 设计计算及说明 计算结果 t   7 320t a 9 4t a n   o s o s   3、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15 1120 A,于是得 2 330m i n  轴的设计计算 1)拟定轴上零件

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