搅拌机传动装置设计说明书E6.docx

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搅拌机传动装置设计说明书E6

机械设计（论文）说明书

题目：

二级直齿圆柱齿轮减速器

系别：

XXX系

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

第一部分课程设计任务书-------------------------------3

第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3

第三部分电动机的选择--------------------------------4

第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7

第五部分齿轮的设计----------------------------------8

第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17

第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20

第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22

第九部分润滑与密封----------------------------------24

设计小结--------------------------------------------25

参考文献--------------------------------------------25

第一部分课程设计任务书

一、设计课题：

设计两级展开式圆柱直齿轮减速器,卷筒效率为0.9（包括其支承轴承效率的损失）,使用期限8年（300天/年）,2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二.设计要求:

1.减速器装配图一张。

2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。

3.设计说明书一份。

三.设计步骤:

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.齿轮的设计

6.滚动轴承和传动轴的设计

7.键联接设计

8.箱体结构设计

9.润滑密封设计

第二部分传动装置总体设计方案

1.组成：

传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：

齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：

考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：

图一:

传动装置总体设计图

初步确定传动系统总体方案如:

传动装置总体设计图所示。

选择二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。

计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η13η22η32η4=0.993×0.972×0.992×0.9=0.81

η1为轴承的效率,η2为齿轮啮合传动的效率,η3为联轴器的效率,η4为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

执行机构转速n:

n=90r/min

工作机的功率pw:

pw=5.5KW

电动机所需工作功率为:

pd=

6.79KW

执行机构的曲柄转速为:

n=90r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（8×40）×90=720~3600r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M-4的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。

2确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

ia=nm/n=1440/90=16

（2）分配传动装置传动比:

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=

则低速级的传动比为:

i23=

3.51

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

nI=nm=1440=1440r/min

nII=nI/i12=1440/4.56=315.8r/min

nIII=nII/i23=315.8/3.51=90r/min

nIV=nIII=90r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×η3=6.79×0.99=6.72KW

PII=PI×η1⋅η2=6.72×0.99×0.97=6.45KW

PIII=PII×η1⋅η2=6.45×0.99×0.97=6.19KW

PIV=PIII×η1⋅η3=6.19×0.99×0.99=6.45KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.99=6.65KW

PII'=PII×0.99=6.39KW

PIII'=PIII×0.99=6.13KW

PIV'=PIV×0.99=6.39KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×η3

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

45Nm

所以：

TI=Td×η3=45×0.99=44.5Nm

TII=TI×i12×η1⋅η2=44.5×4.56×0.99×0.97=194.9Nm

TIII=TII×i23×η1⋅η2=194.9×3.51×0.99×0.97=656.9Nm

TIV=TIII×η1⋅η3=656.9×0.99×0.99=643.8Nm

输出转矩为：

TI'=TI×0.99=44.1Nm

TII'=TII×0.99=193Nm

TIII'=TIII×0.99=650.3Nm

TIV'=TIV×0.99=637.4Nm

第五部分齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器。

材料：

高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：

250HBS。

高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：

200HBS。

取小齿齿数：

Z1=24，则：

Z2=i12×Z1=4.56×24=109.44取：

Z2=109

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.2

2）T1=44.5Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.5

6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=610MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=560MPa。

7）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×1440×1×8×300×2×8=3.32×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=3.32×109/4.56=7.28×108

8）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.86,KHN2=0.89

9）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=

=0.86×610=524.6MPa

[σH]2=

=0.89×560=498.4MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（524.6+498.4）/2=511.5MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=48.2mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=

=2.01mm

取为标准值:

2mm。

2）中心距：

a=

=

=133mm

3）计算齿轮参数：

d1=Z1mn=24×2=48mm

d2=Z2mn=109×2=218mm

b=φd×d1=48mm

b圆整为整数为：

b=48mm。

4）计算圆周速度v:

v=

=

=3.62m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为8级。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）由表8-3查得齿间载荷分配系数：

KHα=1.1，KFα=1.1；齿轮宽高比为：

=

=

=10.67

求得:

KHβ=1.09+0.26φd2+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×48=1.37

，由图8-12查得：

KFβ=1.34

2）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.1×1.34=1.62

3）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa1=2.63YFa2=2.17

应力校正系数:

YSa1=1.59YSa2=1.83

4）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim1=245MPaσFlim2=220MPa

5）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N1=3.32×109

大齿轮应力循环次数:

N2=7.28×108

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.82KFN2=0.85

7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1=

=

=154.5

[σF]2=

=

=143.8

=

=0.02707

=

=0.02762

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=

=1.91mm

1.91≤2所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d1=48mm

d2=218mm

b=ψd×d1=48mm

b圆整为整数为：

b=48mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=53mmb2=48mm

中心距：

a=133mm，模数：

m=2mm

（二）低速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器。

材料：

高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：

250HBS。

高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：

200HBS。

取小齿齿数：

Z3=25，则：

Z4=i23×Z3=3.51×25=87.75取：

Z4=87

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.2

2）T2=194.9Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.5

6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=610MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=560MPa。

7）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N3=60nkth=60×315.8×1×8×300×2×8=7.28×108

大齿轮应力循环次数：

N4=60nkth=N1/u=7.28×108/3.51=2.07×108

8）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.89,KHN3=0.91

9）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]3=

=0.89×610=542.9MPa

[σH]4=

=0.91×560=509.6MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]3+[σH]4）/2=（542.9+509.6）/2=526.25MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=78.8mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=

=3.15mm

取为标准值:

3mm。

2）中心距：

a=

=

=168mm

3）计算齿轮参数：

d3=Z3mn=25×3=75mm

d4=Z4mn=87×3=261mm

b=φd×d3=75mm

b圆整为整数为：

b=75mm。

4）计算圆周速度v:

v=

=

=1.24m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为8级。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）由表8-3查得齿间载荷分配系数：

KHα=1.1，KFα=1.1；齿轮宽高比为：

=

=

=11.11

求得:

KHβ=1.09+0.26φd4+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×75=1.37

，由图8-12查得：

KFβ=1.34

2）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.1×1.34=1.62

3）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa3=2.61YFa4=2.23

应力校正系数:

YSa3=1.6YSa4=1.79

4）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim3=245MPaσFlim4=220MPa

5）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N3=7.28×108

大齿轮应力循环次数:

N4=2.07×108

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN3=0.85KFN4=0.87

7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]3=

=

=160.2

[σF]4=

=

=147.2

=

=0.02607

=

=0.02712

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=

=3.0mm

3.0≤3所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d3=75mm

d4=261mm

b=ψd×d3=75mm

b圆整为整数为：

b=75mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b3=80mmb4=75mm

中心距：

a=168mm，模数：

m=3mm

第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计

Ⅰ轴的设计

1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:

P1=6.72KWn1=1440r/minT1=44.5Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知高速级小齿轮的分度圆直径为:

d1=48mm

则:

Ft=

=

=1854.2N

Fr=Ft×tanαt=1854.2×tan200=674.9N

3初步确定轴的最小直径:

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=112，得：

dmin=A0×

=112×

=18.7mm

输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:

Tca=KAT1，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:

KA=1.2，则:

Tca=KAT1=1.2×44.5=53.4Nm

由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:

LT4型，其尺寸为：

内孔直径20mm，轴孔长度38mm，则：

d12=20mm，为保证联轴器定位可靠取：

l12=36mm。

半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：

D=30mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：

d23=25mm。

右端距箱体壁距离为20，取:

l23=35mm。

4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:

初选轴承的类型及型号。

为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:

d34=d78=30mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：

6206型深沟球轴承，其尺寸为:

d×D×T=30×62×16mm，轴承右端采用挡油环定位，取:

l34=16mm。

右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得6206。

型轴承的定位轴肩高度：

h=3mm，故取：

d45=d67=36mm。

齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。

由于:

d1≤2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:

l56=53mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:

l67=s+a=10+8=18mm

l45=b3+c+a+s=80+12+10+8=110mm

l78=T=16mm

5轴的受力分析和校核:

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据6206深沟球轴承查手册得T=16mm

齿宽中点距左支点距离L2=（（48+5）/2+16+110-16/2）mm=144.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=（（48+5）/2+18+16-16/2）mm=52.5mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=

=494.1N

FNH2=

=

=1360.1N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=179.9N

FNV2=

=

=495N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=494.1×144.5Nmm=71397Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV=FNV1L2=179.9×144.5Nmm=25996Nmm

分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。

截面C处的合成弯矩：

M=

=75982Nmm

作合成弯矩图（图f）。

4）作转矩图（图g）。

5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。

必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。

根据公式（14-4），取α=0.6，则有：

σca=

=

=

MPa

=7.3MPa≤[σ-1]=60MPa

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：

计算W时，忽略单键槽的影响）。

轴的弯扭受力图如下：

II轴的设计

1求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：

P2=6.45KWn2=315.8r/minT2=194.9Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知高速级大齿轮的分度圆直径为:

d2=218mm

则:

Ft=

=

=1788.1N

Fr=Ft×tanαt=1788.1×tan200=650.8N

已知低速级小齿轮的分度圆直径为:

d3=75mm

则:

Ft=

=

=5197.3N

Fr=Ft×tanαt=5197.3×tan200=1891.7N

3确定轴的各段直径和长度:

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取：

A0=107，得:

dmin=A0×

=107×

=29.2mm

中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：

6206型深沟球轴承，其尺寸为：

d×D×T=30×62×16mm，则：

d12=d67=30mm。

取高速大齿轮的内孔直径为：

d23=35mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：

l23=46mm，轴肩高度：

h=0.07d=0.07×35=2.45mm，轴肩宽度：

b≥1.4h=1.4×2.45=3.43mm，所以：

d34=d56=40mm，l34=14.5mm。

由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：

d45=75mm，l45=80mm，则：

l12=T2+s+a+2.5+2=38.5mm

l56=10-3=7mm

l67=T2+s+a-l56=16+8+10-7=27mm

4轴的受力分析和校核：

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据6206深沟球轴承查手册得T=16mm

高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1=（48/2-2+38.5-16/2）mm=52.5mm

中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=（48/2+14.5+b3/2）mm=78.5mm

低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3=（b3/2+7+27-16/2）mm=66mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=

=3052.8N

FNH2=

=

=3932.6N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=-156.4N

FNV2=

=

=-1084.5N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面B、C处的水平弯矩：

MH1=FNH1L1=3052.8×52.5Nmm=160272Nmm

MH2=FNH2L3=3932.6×66Nmm=259552Nmm

截面B、C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L1=-156.4×52.5Nmm=-8211Nmm

MV2=FNV2L3=-1084.5×66Nmm=-71577Nmm

分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。

截面B、C处的合成弯矩：

M1=

=160482Nmm

M2=

=269241Nmm

作合成弯矩图（图f）。

4）作转矩图（图g）。

5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。

必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。

根据公式（14-4），取α=0.6，则有：

σca=

=

=

MPa

=46.3MPa≤[σ-1]=60MPa

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：

计算W时，忽略单键槽的影响）。

轴的弯扭受力图如下：

III轴的设计

1求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：

P3=6.19KWn3=90r/minT3=656.9Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知低速级大齿轮的分度圆直径为:

d4=261mm

则:

Ft=

=

=5033.7N

Fr=Ft×tanαt=