机械设计课程设计二级同轴减速器设计.doc

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1、 减速器课程设计 姓名： 学号： 学院：机电与能源工程分院班级：机制092班 一 、初步设计 二、电动机的选择三、计算传动装置的运动和动力参数四、传动系统的总体设计目 录封面.01目录.02一 初步设计.031 设计任务书.032 原始数据.033 传动系统方案的拟定.03二 电动机的选择.031 电动机的容量选择.032 确定电动机转速.043 电动机型号的选定.04三 计算传动装置的运动和动力参数.041 计算总传动比.042 合理分配各级传动比.043 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算.05四 传动件设计计算.061 低速级直齿轮的设计计算.062 高速级直齿轮的设计计算.13五 轴的

2、设计.141 低速轴的设计.142 高速轴的设计.203 中间轴的设计.23六 滚动轴承的设计计算.251 低速轴上轴承的计算.25七 连接的选择和计算.261 低速轴上键和联轴器的设计计算.26八 减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择.271 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.272 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.283 密封方式的选择.29九 减速器箱体及附件的设计.291 箱体设计.292 减速器附件设计.31十 设计体会与小结.32十一 参考文献.33 2一 、初步设计1.设计任务书两班制连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘；使用期限15年（设每年工作300天），大修

3、期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为5%。2. 原始数据 原始数据编号 I03 输送带工作拉力F(N) 1800 输送带速度v(m/s) 1.1 卷筒直径 350 3.传动系统方案的拟定二、 电动机的选择1. 选择电动机按照设计要求以及工作条件选用三相鼠笼异步电动机，Y系列，额定电压380V.(1)：确定电动机的功率 工作装置所需功率按式(2-2)计算 式中， ，工作装置的效率。代入上式得：(2)电动机的输出功率按式(2-1)计算： 式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。 3由式(2-4),；由表2-4，取滚动轴承效率，8级精度 齿轮传动(稀油

4、润滑)效率,滑动联轴器效率，则 故(3) 确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为： 按表2-1推荐的个传动机构比范围： 单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，决定采用同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L2-4，其满载转速为。2. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比(1) 传动装置总传动比 (2) 分配传动装置各级传动比 齿轮传动比的范围，所以取三、计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速由式(2-6) I

5、轴 II轴 4III轴 工作轴 (2) 各轴输入功率由式(2-7) I轴 II轴 III轴 工作轴(3) 各轴输入转矩由式（2-8） I轴 II轴 III轴 工作轴 电动机轴输出转矩 将以上算的的运动和动力参数列表如下：电动机轴I 轴II轴II轴工作轴转速n(r/min)1430143029360.0460.04功率P(kw)2.372.322.242.162.11转矩T(Nm)15.8315.573.01343.69335.73传动比i 1 4.88 4.88 1效率 0.98 0.95 0.97 0.97 5四、传动系统的总体设计3.1 低速级齿轮的设计3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材

6、料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为,取3.1.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数1由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa； 由式1013计算应力循环次数由图1019查得接触疲劳寿命系数:

7、 计算接触疲劳许用应力 6取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=计算圆周速度V=计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数 =齿高 =计算载荷系数。根据v=2.53m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.18；直齿轮=1由表10-2查得使用系数=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.320由b/h=8.89，=1.320.查图1013查得 =1.28；故载荷系 7数 K=KAKVKHKH=11.1811.320=1.558按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =计算模数m m=3.1.3

8、按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa由10-18取弯曲寿命系数=0.82 =0.9计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得=（）= （）计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.1811.31=1.5104查取应力校正系数由表105查得 =1.55；=1.775查取齿形系数 由表105查得=2.91 =2.16计算大、小齿轮的并加以比较=0.01403 8=0.0172大齿轮的数值大。(2)设计计算m对结果进行处理取m

9、=3=/m=52.99/318,取=19大齿轮齿数， = =4.8819=93 取=933.1.4几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=193=57mm =m=933 =279mm(2)计算中心距 a=(+)/2=(57+279)/2=168mm(3)计算齿轮宽度 b=57mm=65mm，=57mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.1.5小结实际传动比为：误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮 3 57 65 19大齿轮 3 279 57 933.2 高速级齿轮的设计3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度

10、3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬 9度差为40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为,取3.2.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数1由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa； 由式1013计算应力循环次数60n1jLh602931（2830015）1.266由图1019查得接触疲劳

11、寿命系数:0.98；1.08计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。 10=52.99mm计算圆周速度VV=0.813m/s计算齿宽bb=d=152.99mm=52.99mm计算齿宽与齿高之比模数 =2.65mm齿高 =2.252.65mm=5.96mmb/h=33.74/4.21=8.89计算载荷系数。根据v=0.82m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.04；直齿轮=1由表10-2查得使用系数=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.452由b/h=8.89，=1.452.查图1

12、013查得 =1.36；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.0411.452=1.51按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=55.7mm计算模数m m=mm3.2.3按齿根弯曲强度设计 11由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa由10-18取弯曲寿命系数=0.9 =0.92计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得=（）= （）计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.0411.452=1.51查取应力校正系

13、数由表105查得 =1.55；=1.784查取齿形系数 由表105查得=2.8 =2.16计算大、小齿轮的并加以比较=0.0135=0.0154大齿轮的数值大。(2)设计计算m对结果进行处理取m=3mm=/m=55.7/319,取=19 12大齿轮齿数， = =4.8819=93 取=933.2.4几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=193=57mm =m=933 =279mm(2)计算中心距 a=(+)/2=(57+279)/2=168mm，(3)计算齿轮宽度 b=57=65mm，=57mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.2.5小结实际传动比为：误差为：

14、 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮 3 57 65 19大齿轮 3 279 57 93 13=2.11kw=0.89 r/minr/minr/min NmNmNmNm0.014030.0172m=30.01350.0154m=3五、轴的设计 六、滚动轴承的计算八、连接的选择和计算八、 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择九、减速器箱体及附件的设计十、 设计体会与小结十一、 参考文献 五、轴的设计(在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只对低速轴进行精确校核）低速轴的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径2.16Kw343.69 Nm60.04r/min279mm2. 求

15、作用在齿轮上的力 3. 初步确定轴的直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径，因为减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选取轴的材料为45号钢，并经调质处理。根据表15-3取=120，又由式（15-2）得： =此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4. 联轴器的型号的选取5. 联轴器的计算转矩查表14-1,考虑到转矩变化很小，取=1.3则: =1.3343690=446797 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，GB/T5843-2003，选用YL10 型凸缘联轴器,其公称转矩为6

16、30000(Nmm)。半联轴器的孔径d1=50(mm) ，故取d1-2=50(mm)，半联轴器长度L=112mm. 14（2） 轴的结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 : 轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取L1-2=110mm， 且d1-2=50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=180mm。2-3段的直径58， ，因为3-4段轴要做一个轴肩， 所以取: =65(mm) ，=47(mm) ；3-4段安装轴承，左端用轴承盖定位，右端用套筒定位。: 考虑到主要承受径向力，故选用深沟球轴承，又根据=58mm，选 6213。查手

17、册可知=65（mm），D=120, B=23(mm), =1.5，所以=65（mm)。因为7-8段轴也要安装一个相同轴承，故=65（mm），=23(mm) 。与7-8段轴相配合的轴承其左端需要轴肩来轴向定位，所以6-7段轴的直径比7-8段轴要稍微大一些，这里我们取=74mm ，=50mm。: 取安装大齿轮处的轴段4-5段轴的直径=70（mm），齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为57（mm），为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取=54(mm) ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的0.070.1倍），这里取轴肩高度h=5(mm)，所以=80（m

18、m）；轴环的宽度b=1.4h,取轴的宽度为=8(mm) 。：轴承端盖的总宽度为34mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 15根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为16mm。至此已初步确定轴得长度。 （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按=70mm ，由手册查得平键的截面 b*h=20*12(mm)见表6-1，L=45（mm）。同理按 =50（mm）， b*h=14*9 (mm)， L=100（mm）。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）：确定轴的

19、倒角和圆角 参考表15-2，取轴端倒角为2*45，各轴肩处的圆角半径为2。 （5）：求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照图15-23。对于61813深沟球轴承，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出： 所以 16 （6）：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩和最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据式15-5及表15-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应

20、力为脉动循环变应力时取0.6）：计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此-1，故安全。 （7） 精确校核轴的疲劳强度由轴结构可知齿轮左端面即接近联轴器一端的截面应力较为集中，并且受弯矩作用。因此此截面为危险截面，需进行校核。A、截面左侧 抗弯截面系数=27462.5 mm3 抗扭截面系数=54925 mm3 截面左侧的弯矩为=63308.8 Nmm 截面上的扭矩为T3=343690Nmm 截面上的弯曲应力为=2.3 MPa 截面上的扭转应力为=6.3MPa 轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得640MPa ，275 MPa，155MPa

21、D-d=55，由手册表1-28查得r=1.5mm 则 =0.023,，由教材表3-2查得截面上由凸肩形成的理论应力集中系数为：=3.5，1.40 由教材附图3-1查得轴的敏性系数为：=0.82，=0.85 则有效的应力集中系数：=1+0.82(3.5-1)=3.05=1+0.85(1.40-1)=1.34由教材附图3-2查得截面形状系数0.63； 由教材附图3-3查得扭转剪切尺寸系数； 18由教材附图3-4查得表面质量系数； 由于轴未经表面强化处理，则则： 弯曲疲劳极限的综合影响系数：=4.93剪切疲劳极限的综合影响系数：=1.762碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，

22、取=0.05则=22.31 MPa=27.2MPa=17.2 MPa由此可见，因此截面左侧安全。B、截面右侧抗弯截面系数=34300 mm3抗扭截面系数=68600mm3 截面右侧的弯矩为=63308.8 Nmm截面上的弯曲应力为=1.84MPa截面上的扭矩为T3=343690Nmm截面上的扭转应力为=5 MPa 19由教材附表3-8可查得：=2.1，=1.68由教材附图3-4查得表面质量系数；由于轴未经表面强化处理，则，则：弯曲疲劳极限的综合影响系数：=2.18剪切疲劳极限的综合影响系数：=1.77则=68.5 MPa=34 MPa=30.5MPa由此可见，因此截面右侧安全。 因减速器工作平

23、稳，没有较大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故略去静强度校核。因危险截面左右两侧都安全，低速轴满足各种强度要求，故安全。 高速轴的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径2.32Kw15.5Nm1430 r/min57mm2. 求作用在齿轮上的力 3. 初步确定轴的直径先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取=112。于是有: 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 4 . 联轴器的型号的选取查表14-1,取=1.3则；按照计算转矩Tca应小于联轴器的

24、公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002（见表8-178），选用LT4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63(Nm)。半联轴器的孔径d1=28(mm) ，固取d1-2=28(mm)，半联轴器长度L=52（mm）。5. 轴的结构设计(1): 拟定轴上零件的装配方案(2): 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取 ， ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=32mm。2-3段的直径 ， ，因为3-4段轴要做一个轴 21 肩， 所以取: =34(mm) ，=36(mm) ；3-4段安装轴承，左端用轴承盖定位，右端用套筒定位。: 考虑到轴承

25、仅受径向力，故选用深沟球轴，又根据，选 61907。查手册可知=35（mm），D=55（mm）,B=10(mm)，,所以=44（mm)。因为6-7段轴也要安装一个相同轴承，故，=10(mm) 。与6-7段轴相配合的轴承其左端端需要轴肩来轴向定位，所以5-6段轴的直径比6-7段轴要稍微大一些，这里我们取 ，。： 由于小齿轮分度圆太小，所以轴4-5直接做成齿轮轴。：轴承端盖的总宽度为26mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。至此已初步确定轴得长度。（3）：轴上零件得周向定位 半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按

26、=40mm ，由手册查得 =28（mm）， b*h=8*7 ，L=40（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处 22 选轴的尺寸公差为m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 参考表15-2，取轴端倒角为1*45和1.2*，各轴肩处的圆角半径取1.6mm。中间轴的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径2.16Kw73.01Nm293r/min279mm 57mm2. 求作用在齿轮上的力 3. 初步确定轴的直径先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材

27、料为45号钢。根据表15-3选取=112。于是有: 23 4. 选轴承初步选择滚动轴承。选6007深沟球轴承；通过查手册可知6007深沟球轴承d=35(mm) ，B=17（mm），D=72（mm）所以=43(mm) ，=35(mm) 。5. 轴的结构设计（1）：拟定轴上零件的装配方案 （2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴和高速轴的设计知 ，中间轴的总长度为： L=347mm ：1-2段轴我们取为=40mm ，mm 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，右端用轴承盖进行轴向定位，左端采用套筒进行轴向定位。 ：由于小齿轮分度圆直径太小，故2-3段轴直接做成齿轮轴。：3-4段轴没有与

28、之相配合的零件，且根据设计方案，我们取其长度为=145mm ，这里我们取=47mm ：4-5段轴要与大齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比3-4段轴要小一些，这里我们取= 43mm；由于大齿轮的齿宽为B=57（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短3mm ，所以取=54mm：5-6段轴与之相配合零件是轴承，所以其直径和长度与轴最左端的轴承一样，故选=35mm.，=43mm,。大齿轮和深沟球轴承的轴向 24 定位用套筒，轴承的右端定位用轴承盖。（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 ，由手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm)见表6-1,L=45（mm）；同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒角为1.2*45，各轴肩处的圆角为1.6。六、滚动轴承的计算低速轴上的轴承计算在前面计算轴时采用6213号深沟球轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷：