机械设计课程设计二级展开式直齿圆柱齿轮减速器.doc

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1、 目 录设计任务书：3一 电动机的选择及运动参数的计算411 电动机的选择412 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比513 计算传动装置的运动和动力参数5二 直齿圆柱齿轮的设计72. 1 高速级齿轮设计72. 2 低速级齿轮设计10三 轴的设计各轴轴径计算143. 1 高速轴I的设计1532 中间轴II的设计1832 低速轴III的设计及计算20四 滚动轴承的选择及计算294. 1 低速轴III上轴承的计算29五 键联接的选择及计算3051 低速轴III上键和联轴器的设计计算3052 中间轴II上键的设计计算3153 高速轴I上键和联轴器的设计计算33六 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的

2、选择336. 1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择336. 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择346. 3 密封方式的选择35七 减速器箱体及附件的设计357. 1 箱体设计3572 减速器附件设计37八 减速器技术要求39结束语39参考文献41 机械课程设计任务书及传动方案的拟订一、设计任务书设计题目:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器工作条件及生产条件: 胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。减速器设计基础数据输送带工作拉力F（N） 5800输送带速度v(m/s)

3、 1卷筒直径 D(mm) 240二、传动方案的分析与拟定图1-1带式输送机传动方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。 设计内容 计算与说明 结果11 电动机的选择1.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比1.3计算传动装置的运动和动力参数2.1 高速级齿轮的设计2.2 低速级齿轮的设计3.1高速轴的设计3.2中间轴的设计3.3低速轴的设计4.1低速轴上的轴承计算5.1低速轴上键和联轴

4、器的设计计算5.2中间轴上键的设计计算5.3高速轴上键和联轴器的设计计算6.1齿轮的润滑方式及润滑剂的选择6.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择6.3密封方式的选择7.1箱体设计7.2减速器附件设计减速器技术要求结束语参考文献 一 电动机的选择及运动参数的计算1.1电动机的选择（1）选择电动机类型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三相异步电动机。（2）确定电动机功率 工作装置所需功率按1式（2-2）计算 式中，,，工作装置的效率本例考虑胶带卷筒及其轴承的效率。代入上式得： 电动机的输入功率按1式（2-1）计算 式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。由1式（2-4），；由

5、表（2-4），取滚动轴承效率，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率，滑块联轴器效率，则故因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，按表8-169中Y系列中电动机技术数据，选电动机的额定功率为9.0kw.（3）确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单极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和1500r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由表8-184选常用的同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y160M-6，其满载转速。电动机的安装结构型式以及其中心高、外

6、形尺寸。轴伸尺寸等均可由表8-186、表8-187中查到1.2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由式（2-5），取，1.3计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速由式（2-6）I轴II轴III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： 轴名 参数 电动机轴 I轴 II轴 III轴工作轴转速n(r/min)970970215.5679.8479.84功率P(kW)6.936.796.556.326.10

7、转矩T(Nm)68.2366.85290.19755.96729.65传动比i14.52.701效率0.980.9650.9650.965 二、 直齿圆柱齿轮减速器的设计 2.1 高速级齿轮的设计2.1.1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。2.1.2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

8、齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1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60n1jLh609701（2824010）2.234 图1019查得接触疲劳寿命系数:0.96；1.05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。=52.417mm计算圆周速度V V=2.66m/s计算齿宽b b=d=152.417mm=52.417mm计算齿宽与齿高之比模数 =2.184mm齿高 =2.252.18

9、4mm=4.914mmb/h=52.417/4.914=10.667计算载荷系数。根据v=2.66m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.16；直齿轮=1由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.450由b/h=10.667，=1.450.查图1013查得 =1.40；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.1611.450=1.682按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=57.117mm 算模数m m=mm=2.38mm2.1.3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

10、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=0.87 =0.91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=（）/S=310.7Mpa= （）/S=247Mpa计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.1611.40=1.624查取应力校正系数由表105查得 =1.58；=1.80查取齿形系数 由表105查得 =2.17计算大、小齿轮的并加以比较=0.01348=0.01581大齿轮的数值大。(2)设计计算m=1.813mm对结果进行处理取m=2mm小齿轮齿数 =/m=57.117

11、/229大齿轮齿数 =4.5291312.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)/2=(58+262)/2=160mm，(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=292=58mm =m=1312=262mm(3)计算齿轮宽度 b=d=58mm=63mm，=58mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm2.1.5小结由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2586329大齿轮2262581312.2 低速级齿轮的设计2.2.1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

12、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2.2.2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d1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60n1jLh60215.561（2824010）4.967 由图1019查得接触疲劳寿命系数:1.05；1.11 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由

13、式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=85.628mm计算圆周速度VV=0.97m/s计算齿宽bb=d=185.628mm=85.628mm计算齿宽与齿高之比模数 =3.568mm齿高 =2.253.568mm=8.028mmb/h=85.628/8.028=10.67计算载荷系数。根据v=0.97m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.1直齿轮=1由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时,=1.463由b/h=10.67，=1.463.查图1013查得 =1.43；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.111.

14、463=1.610按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=91.955mm计算模数m m=mm=3.831mm2.2.3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=0.91 =0.95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=（）/S=325Mpa= （）/S=257.86Mpa计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.111.43=1.573查取应力校正系数由表105查

15、得 =1.58；=1.77查取齿形系数 由表105查得 =2.22计算大、小齿轮的并加以比较=0.01288=0.01524大齿轮的数值大。(2)设计计算m=2.890mm对结果进行处理取m=3mm小齿轮齿数 =/m=91.955/231大齿轮齿数 =2.731=83.7，取=842.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)/2=(93+252)/2=172.5mm，(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=313=93mm =m=833 =252mm(3)计算齿轮宽度 b=d=93mm=102mm，=93mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm2.2.5小结实际传动比为：误差为：

16、 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮39310231大齿轮32529384 三 轴的设计各轴轴径计算3.1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压力角6.79Kw66.85 Nm970r/min58mm202. 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有: 此轴的最小直径分别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。3. 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.3则；按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准

17、GB/T5014-2003，选用LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩250(Nm)。半联轴器的孔径d1=22(mm) ，故取d1-2=22(mm)。半联轴器长度L=64mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=32mm。4. 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=32mm ， 且d1-2=22mm: 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，固选用深沟球轴，又根据d1-2=2

18、2mm，选6228。查手册可知=28（mm），B=16（mm)，3-4段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径D=30（mm）。3-4段的直径=28（mm） ，L3-4=16mm。因为7-8段轴也要安装一个相同轴承，故=28（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。: 6-7段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位，d6-7= 30（mm）；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该长一些，故取L6-7=110（mm）。 : 4-5段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要有一个轴肩以使轴

19、承能右端轴向定位，d4-5= 30（mm），由于5-6段轴的直径较大，所以做成连轴齿，分度圆d=58(mm) 已知齿轮的轮毂的宽度为63（mm），所以L5-6=63（mm）。：轴承端盖的总宽度为10mm（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20mm。至此已初步确定轴得长度。所以d2-3=25mm,L2-3=30(mm)（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 =22（mm）， b*h=6*6 ，L=25（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动

20、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1表15-2，取轴端倒角为1.2*45，各轴肩处的圆角为1.6。 3.2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压力角2.83 Kw126.71Nm213.3r/min202.5mm202. 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有: 3. 选轴承初步选择滚动轴承。选6307深沟球轴承；通过查手册可知6007深沟球轴承d=35(mm) ，B=14（mm） ，所以 。4. 轴的结构设计（1）：拟定

21、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高速轴的设计知 ，轴的总长度为： L=（此为高速轴在箱体中的轴长）1-2段轴我们取为 ， 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5(mm) ，所以 ； 又由于大齿轮齿宽B=45(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2 ，所以取 ；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些，h0.07d这里取其直径为 ；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方

22、案，这里取 。：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比4-5段轴要小一些，这里我们取 ；由于小齿轮的齿宽为B=73（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2 ，所以取：5-6段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故 ， 。（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=14*9(mm)见2表4-1,L=61（mm）；按 ，由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见2表4-1,L=33（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

23、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1表15-2，取轴端倒角为1.2*45，各轴肩处的圆角为1.6。 3.3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压力角2.73Kw409.41Nm63.68r/min227.5mm202 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=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d7-8为了使所选的轴的直径d7-8与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3 . 联轴器的型号的选

24、取查表114-1,取=1.3则；按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003（见表28-2），选用LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250(Nm)。半联轴器的孔径d1=42(mm) ，固取d7-8=42(mm)。4. 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高速轴的设计知 ，轴的总长度为： ：L=215(mm)（此为高速轴在箱体中的轴长） 7-8段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为1250(Nm)。半联轴器的孔径d1=42(mm) ，故取d7-8=42 (mm)。半联轴器长度L=112

25、mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。7-8段轴的长度我们取为： 6-7段轴相对于7-8段轴要做一个轴肩，这里我们取 ， ，同时取D=54（mm）。 5-6段轴要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，故选用深沟球轴；通过查手册可知6210深沟球轴承d=50(mm) ，B=20（mm） ，所以， 。6210深沟球轴承的右端用轴承端盖进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。 2-3段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方案，此段轴的轴长要长一些，且还要对

26、6210深沟球轴承的右端进行轴向定位，所以直径取为，。 : 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；轴的宽度去b=1.4h,取轴的宽度为。: 4-5段轴要与齿轮相配合，由前面设计可知齿轮的齿宽为B=67.5（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2 ，所以取4-5段轴的直径为 ；（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=16*10(mm)见2表4-1,L=55.5（mm）；按 ，由手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm)见2表4-1,L=72（mm）。同时为了

27、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1表15-2，取轴端倒角为1.2*45，各轴肩处的圆角半径为1.6。5.求轴上的载荷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1图15-23。对于6210深沟球轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为195mm。L1=125mm,L2=70mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算出： =0所以： 故： = =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

28、大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据1式15-5及表115-4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（1） 判断危险截面 截面A，II，III，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A，II，III，B均为无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的

29、应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两端即可。（2） 截面IV左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧的弯矩M为 截面IV上的的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得,.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表

30、3-2查取。因,经插值法后可查得,又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为,故有效应力集中系数按式为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得8.85S=1.5故可知其安全。 （3）截面IV右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。 抗扭截面系数 弯矩M及弯曲应力为 扭矩及扭矩切应力为 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由表3-4得表面质量系数

31、为故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为7.99S=1.5故该轴截面右侧的强度也是足够的，本题因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即可结束。 四滚动轴承的选择及计算 4.1低速轴上的轴承计算在前面计算轴时采用6210号深沟球轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷： 基本额定动载荷： ) FNH2=2307.19(N) FNV2=839.74(N)由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对右端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1）：求比值轴承所受径向力 (2)按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。

32、则P=1.1（3）：验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为Lh=2*8*300*10=48000（工作时间）根据1式（13-5） （对于球轴承取） 所以所选的轴承满足要求。 五键连接的选择和计算 5.1低速轴上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据d=55（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=55.5（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力=100 ，取中间值，=110MPa 。键的工作长度l=L-b=55.5-16=39.5（mm），键