二级展开式直齿圆柱齿轮减速器.docx

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1、设计任务书：3一电动机的选择及运动参数的计算 41. 1 电动机的选择.41. 2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比51. 3计算传动装置的运动和动力参数错误！未定义书签。二直齿圆柱齿轮的设计72. 1高速级齿轮设计2. 2低速级齿轮设计错误！未定义书签。轴的设计各轴轴径计算错误！未定义书签。3. 1高速轴I的设计 错误！未定义书签。3. 2中间轴II的设计 错误！未定义书签。3. 2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 305. 1低速轴III上键和联轴器的设计计算305. 2中间轴II上键的设计计算 315.

2、3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.357. 2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%

3、。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)1卷筒直径D(mm)240二、传动方案的分析与拟定11Hjl-11X I-jjrdi116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1. 1 电动 机的选择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

4、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p按1 式（2-2）计算P =” kww 1000 F式中，F = 5800 N , v = Im / s，工作装置的效率本例考虑胶带卷筒及其轴承的效率门=0.94。代入上式得：P =一广=6.17 kww 1000 门1000 X 0.94电动机的输入功率P0按1 式（2-1）计算P P = kw式中，门为电动机轴全卷筒轴的转动装置总效率。由1式（2-4）,门=门2门3门2 ；由表（2-4），取滚动轴承 效率门广0.995，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率 门=0.97 ，滑块联轴器效率门=0.98 ，则门=0.995 3 x 0

5、.97 2 x 0.98 2 = 0.89故 P = w = 6.93 kw0 门 0.89因载荷平稳，电动机额定功率P只需略大于P0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p为9.0kw.P = 6.17 kw门=0.89P = 6.93 kw1.2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（3）确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：n =- = 79.62 r /minw兀D兀X 240按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单极 F - 圆柱齿轮传动比范围ig = 35，则总传动比范围应为i = 3 x 3 5

6、 x 5 = 9 25，可见电动机转速的可选范围为：n = i n = （9 25） x 79.62 = 716 .58 1990 .5r /min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n = 970 r /min。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸。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i = m = 12.18n79.62（2）分配传动装置

7、各级传动比由式（2-5），i = i i，取i = 4.5，i = 2.70 f sfs1.3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 n 1 = 970 r / min左由n 970II 轴 n = = 215 .56 r / min1忡n 215 .56III 轴 n = = 79 .84 r / min2工作轴 n = n = 79.84 r /min（2）各轴输入功率由式（2-7）：n = 79.62 r / minn = 716 .58 1990 .5r / mini = 12.18if = 4.5i = 2.70n 1 = 970r / minn2 = 21

8、5 .56 r / minn3 = 79.84 r / minn = 79.84r / minP = 6.79 kwP = 6.55 kwP3 = 6.32 kwP = 6.10 kw=9550 P = 9550 69 = 66.85n - m n970iII轴T2P6.55=9550 f = 9550 = 290 .19 n - mn215 .562III 轴 TP6.323 = 9550 r = 9550 = 755 .96 n - m3工作轴 t = 9550 乌=9550 了1, = 729 .65 n - mw电动机轴输出转矩T = 9550;=9550 6.93 = 68.23 n

9、 - m0 n970mT = 66.85 n - mT 2 = 290.19 n - mT3 = 755 .96 n - mT = 729 .65 n - mT0 = 68 .23 n - mI 车由P = P0n = 6.93 x 0.98 = 6.79 kwII 轴P2 = P -n -n = 6.79 x 0.995 x 0.97 = 6.55 kwIII 轴 P3 = P2 -n -n = 6.55 x 0.995 x 0.97 = 6.32 kw工作轴p =尸-n，n =6.32 x 0.995 x 0.97 = 6.10kw(3) 各轴输入转矩由式(2-8)：将以上算的的运动和动力

10、参数列表如下:轴名 参数y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转矩T(Nm)68.2366.85290.19755.96729.65传动比i14.52.701效率n0.980.9650.9650.9652.1高速级 齿轮的设计二、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 240

11、HBS，二者材料硬度差为40HBS4 ）试选小齿轮齿数乙=24，大齿轮齿数为z2 = 4.5 x 24 = 108。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d 2.32 x J.f fd uJ（1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt = 1.3 计算小齿轮传递的转矩。T =N - mm = 6.685 x 104 N - mm1n970i 由表10-7选取尺宽系数q d=1 由表10 - 6查得材料的弹性影响系数1Z = 189 .8MP a2 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a hr 1 = 600 MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Q H

12、 r 2 = 550 MPa；由式10-13计算应力循环次数N = 60n1jLh = 60 x 970 x 1 x （2 x 8 x 240 x 10）=2.234 x 109N = 4.996 x 10 824.5z 1 = 24z 2 = 108T1 = 6.685x 10 4 N - mmN =2.234 x10 9N2 = 4.996 x 10 8图10-19查得接触疲劳寿命系数：膈1=0.96；K = 1.05计算接触疲劳许用应力取失效概率为1 %,安全系数S = 1,由式(10-12) 得g = h一= 0.96 x 600 MPa = 576 MPaHSg = H_2 Iim2

13、 = 1.05 x 550 MPa = 577 .5MPaHS(2)计算 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入丑中较小的值。1二K T u + 1 ( Z )2吃2,厂. u In 11d H，3 i一一/11.3 x 6.685 x 10 4 4.5 + 1 (189 .8)2 “ /i 1 咨-2.32 xi-52.417m14.5 576 )m 计算圆周速度VV-卫4 -n x 52-417 x 970 -2.66m/s60 x 100060 x 1000 计算齿宽bb-q d d =1X 52.417mm-52.417mm 计算齿宽与齿高之比bh模数 m -如-孤417 -2.184mmt

14、 z241齿高h = 2.25m t =2.25X2.184mm-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K =1.16；c = 576HMPac = 577 .5HMPaV-2.66m/sB-52.417mmB/h-10.667直齿轮K= K 二1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，K=1.450由 b/h=10.667，K =1.450.查图 10 13 查得 KH P邱= 1.40；故载荷系数K=KKK a K p =1X1.16X 1X1.450=1

15、.682按实以的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10 10a)得3 13：L” rr”d = d Jk / K = 52.417 x 寻1.682 /1.3 mm=57.117mm算模数m m_、= 5717 mm=2.38mm-z2412.1.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为mN 号!M / 2 D F J(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c 1 =500Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳极限强度G 2 =380MPa 由10-18取弯曲寿命系数k =0.87 k =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(1

16、0-12)得c = ( K xc ) /S=310.7MpaFE1 1FN 1FE11 4c = ( k xc ) /S=091 x 380 =247MpaFE 2 2FN 2FE 21 4 计算载荷系数KK=KKK a K p =1X 1.16X 1X1.40=1.624 查取应力秘正系数由表 10-5 查得 y =1.58； y =1.80 查取齿形系数由表 10-5 查得Y = 2.65 Y =2.17K=1.682d =57.117mmM=2.38mmc j =310.7 Mpac 22 =247Mp aK=1.6242.2低速级齿轮的设计计算大、小齿轮的并加以比较F% 1，1 = 2

17、.65 *1.58 =0.01348b 310.71F 1= 2J7Q =0.01581b 247F 2大齿轮的数值大。(2 )设计计算mN2 x624 x 6.685 x 10 4 .x 0.01581=1.813mmV1 x 24 2对结果进行处理取m=2mm小齿轮齿数z = d /m=57.117/229大齿轮齿数z2 = i Z =4.5* 291312.1.4几何尺寸计算(1) 计算中心距a=( d +d )/2=(58+262)/2=160mm,(2) 计算大、小齿轮的分度圆直径d = z m=29 x 2=58mm d = Z m=131 x 2=262mm(3)计算齿轮宽度b=

18、q d d =58mmB =63mm, b =58mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm2.1.5小结模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2586329大齿轮226258131由此设计有2.2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Y YTTF 1=0.01348g 2a 2F 2=0.01581m=2mmZ =29Z =1312A=160mmd =58mmd =262mmB =63mmB =58mm3）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 240HB

19、S,二者材料硬度差为40HBS4 ）试选小齿轮齿数乙=24，大齿轮齿数为z2 = 2.70 x 24 = 64.8，取 z2 = 652.2.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即f Z ）（1）确定公式内的各计算数值HKT u + 1T = 2.902x 105 N - mm 试选载荷系数Kt = 1.3 计算小齿轮传递的转矩。95.5 x 105P 95.5 x 105 x 6.55T =2 =N - mm = 2.902 x 105 N - mm1 由表10-7选取尺宽系数Q d=1 由表10 - 6查得材料的弹性影响系数1Z = 189 .8MP a2N =4.96

20、710 8怂由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限a hr 1 = 600 MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 a H r 2 = 550 MPa； 由式10-13计算应力循环次数N =60n1jLh = 60x 215.56x 1 x （2x 8x 240x 10） =14.967 x 10 8N2 = 1.839 x 10 84.967 x 10 82.70=1.839 x 10 8 由图10-19查得接触疲劳寿命系数：Khn 1=1.05；KHN 2 T11 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1 %，安全系数S = 1，由式（10-12） 得b =HKhN 1气imi =

21、1.05 x 600 MPa S=630 MPab = H 2HS(2)计算KhN2biim2 = 1.11 x 550 MPa = 610 .5MPab = 630HMPab = 610 .5HMPa试算小齿轮分度圆直径dlt,代入b丑中较小的值。11.3 x 2.902 x 10 5 2.7 + 1 ( 189 .8 2=85.628m2.7m计算圆周速度VV= n d 1 n 1 =n x 85-628 x 215 -56 =0.97m/s60 x100060 x1000 计算齿宽bb=3 d d.=1 X85.628mm=85.628mm 计算齿宽与齿高之比bh模数 m =矣=竺些=3

22、.568mm* z 24齿高 h = 2.25m =2.25 X 3.568mm=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K =1.1直齿轮K=K=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，k =1.463 由 b/h=10.67, k =1.463.查图 1013查得k =1.43 ；故载荷系数邦V=0.97m/sB=85.628mmb/h=10.67K=1.610K=KKK a K p =1 X 1.1 X 1X 1.463=1.610按实的载荷系数校正所得的

23、分度圆直径，由式(1010a)得d =91.955mmM=3.831mmd = d V K / K = 85 .628 x 1.610 /1.3 mm=91.955mm计算模数m m =如=91.955 mm=3.831mm一 z 24 12.2.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为A 32KT Y Ym , 1FaSO恤dZ 12 疽(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C 1 =500Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳极限强度c 2 =380MPa 由10-18取弯曲寿命系数k =0.91 k=0.95 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数

24、S=1.4见表（10-12）得c =（ K xc ）/S=500 =325MpaFE1 1FN 1 FE11 4C = （ k xc ）/S=095 x 380 =257.86MpaFE 2 2FN 2 FE 2 4 计算载荷系数KK=KKK a K p =1X 1.1X 1X 1.43=1.573 查取应力校!正系数由表 10-5 查得 y =1.58； y =1.77 查取齿形系数由表10-5查得Y 1 = 2.65 Yf 2 =2.22 计算大、小齿轮的并yt加以比较F2.65 x1.58325=0.01288F 12.22 x1.77257 .86=0.01524g =325Mp ac

25、 22 =257.8 6MpaK=1.573Y Y1,1 =0.0F 11288g 2 r 2 =0.0F 21524大齿轮的数值大。(2) 设计计算 mN J2 x573 x 2.902 x 10 5 .x 0 .01524 =2.890mmV1 x 24 2Z =31Z =842对结果进行处理取m=3mm小齿轮齿数z = d /m=91.955/231大齿轮齿数z = iZ =2.7x 31=83.7，取z =842.2.4几何尺寸计算a=172.5mmd =93mmd =252mm(1) 计算中心距a=( d + d )/2=(93+252)/2=172.5mm,(2) 计算大、小齿轮的

26、分度圆直径d = z m=31 x 3=93mm d = Z m=83 x 3 =252mm(3) 计算齿轮宽度B =102mmB =93mmb= d d =93mmB =102mm, b =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：i1 =2.71 = 2.71误差为:2.71 - 3.352.71=0.37%0.07d这里取其直径为错误！未找到 引用源。；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，且根据设计方案，这里取错误！未找到引用 源。 ：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

27、一些，这里我们取 错误！未找到引用源。；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错 误！未找到引用源。，所以取错误！未找到引用源。 ：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，故错误！未找到引用源。，错误！ 未找到引用源。h=5(mm)d2_a = 45(mm)L2_a = 43(mm)ds_4 = 52(mm)La_4 = 10(mm)d4_5 = 45(mm)L4_5 = 71 (mm)d5_e = 35 (mm)L5_e =(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。按错误！未找到引用源。

28、，由手册查得平键的截面b*h=14*9(mm)见表4-1,L=61(mm )；按错误！未找到引用源。，由手册查得平键的截面L=61 (mm)d2_a = 45(mm)L=33 (mm)3.3低速轴 m的设计b*h=14*9(mm)见表 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*4 5，各轴肩处的圆角为1.6。3.3低速轴皿的设计1.总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.73

29、Kw409.41 N . m63.68r/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A0112。于是有：错误！未找到引用源。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, 联轴器的型号的选取查表114-1,取错误！未找到引用源。=1.3贝0；错误！未找到 引用源。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 (N m)

30、。半联轴器的孔径d.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=错误！未找到引用源。15(mm)(此为高速轴III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dmm=39.2(mm)宾=532233(N.m )d7 8=42(mm)L=错误！未找到引用源。15(mm)为1250 (N m)。半联轴器的孔径d=42(mm)，故取d7_8=42 (mm)。半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长 度L84mm。7-8段轴

31、的长度我们取为错误！未找到引用源。 ：6-7段轴相对于7-8段轴要做一个轴肩，这里我们取错 误！未找到引用源。，错误！未找到引用源。，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)，所以错误！未找到引用源。，错误！未找到引用源。d5 6 = 50(mm )。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

32、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6210深沟球轴承 的右端进行轴向定位，所以直径取为错误！未找到引用 源。，错误！未找到引用源。L2 3 = 73.25(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 d3 4 = 63(mm )；轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为 L = 8(mm )。Lr_a = 82(mm) de_- =45(mm)Le_7 = 50 (mm)L 6 = 48.25( mm) d 6 = 50 (mm )d = 53 (mm )L = 73.25( mm)

33、d = 63 (mm )L = 8(mm )：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错误！未找到引用源。，所以取4-5段轴d4_5 = 55(mm)的直径为错误！未找到引用源。；(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。按错误！未找到引用源。，由手册查得平键的截面b*h=16*10(mm)见表4-1,L=55.5(mm)；按错误！未找到引用源。，由手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm)见表 4-1,L=72(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：错误！未找到引用源。错误！未