同轴式二级圆柱齿轮减速器-课程设计.doc

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1、目录1. 题目及总体分析22. 各主要部件选择23. 选择电动机34. 分配传动比35. 传动系统的运动和动力参数计算46. 设计高速级齿轮57. 设计低速级齿轮108. 减速器轴及轴承装置、键的设计14轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计21轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计279. 润滑与密封3210. 箱体结构尺寸3211. 设计总结3312. 参考文献33一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4000N，运输带速度为1.6m/s，运输机滚筒直径为400mm。自定条件：工作寿命10年（设每年工作300

2、天），三年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘生产批量: 10台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：为电动机，及为联轴器，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三.选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所

3、需有效功率为PwFV2000N1.1m/s圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为10.972球轴承传动效率(四对)为20.99 4弹性联轴器传动效率(两个)取30.9932输送机滚筒效率为40.96电动机输出有效功率为要求电动机输出功率为型号查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kW=7.5满载转速r/min=970满载时效率%=86满载时输出功率为 略小于在允许范围内选用型号Y160M-6封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/mi

4、n；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 (两级圆柱齿轮) 五.传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。轴号电动机两级圆柱减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=970n1=970n2=269.44n3=74.84n4

5、=74.84功率P(kw)P0=6.45P1=6.4P2=6.15P3=5.9P4=5.57转矩T(Nm)T0=63.5T1=63T2=217.98T3=752.87T4=710.76两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=1i12=3.6i23=3.6i34=1传动效率01=0.99312=0.9623=0.9634=0.944六.设计高速级齿轮目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数） 选用斜齿圆柱齿轮传） 选用级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。） 选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2113.624=85,取Z2=8

6、5。选取螺旋角。初选螺旋角目的过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得目的 过程分析结论按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度

7、，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得目的过程分析结论按齿面接触强度设计（）计算模数按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数目的过程分析结论按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮的大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于

8、由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则齿数几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为124mm）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。中心距=124mm螺旋角目的分析过程结论几何尺寸计算） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度验算合适合适七.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程结论选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），

9、硬度为HBS。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数取目的过程分析结论按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值目的过程分析结论按齿面接触疲劳强度设计（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数齿高（） 计算载荷系数K根

10、据，级精度，由图查得动载荷系数假设，由表查得由表查得使用系数由表查得由图2查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数分度圆直径模数按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为目的分析过程结论按齿根弯曲强度设计） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿

11、根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.74，并就近圆整为标准值3.0。目的分析过程结论按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿根圆直径） 计算中心距） 计算齿宽取分度圆直径齿根圆直径中心距齿宽验算合适验算合适八.减速器轴及轴承装置、键的设计 （中间轴）1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率求作用在车轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴

12、器的计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为16000N。半联轴器的孔径，轴孔长度L32,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL1 24*32 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取选轴的材料为钢，调质处理目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径（2）初选型号6的深沟球轴承参数如下基本额

13、定动载荷基本额定静载荷故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 ( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取 ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联

14、轴器轮毂端离K=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,选用HL型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）：目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计（6）键连接。联轴器：选单圆头平键 键C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm 齿轮：选普通平键 键 10*56GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在水平面上在垂直面上 故 总支承反力） 画弯矩图 故 4）画转矩图 6 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 目的

15、过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计 轴的材料为45刚 , 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3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴的设计及其轴承装置、键的设计于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全7

16、按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 按表13-6,取按表13-5注1,对深沟球轴承取,则相对轴向载荷为 在表13-5中介于1.031.38之间,对应的e值为0.280.3,Y值为1.551.45线性插值法求Y值 故 查表13-3得预期计算寿命键校核安全轴校核安全轴承选用6006深沟球轴承，校核安全寿命（）为2

17、轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率转矩求作用在车轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计这是安装联轴器处轴的最小直径,取轴段1的直径轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号6307的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 ( 2 )轴段3上安装齿轮,为便于齿轮的安装,

18、应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,两齿轮间的间隙取故取 ( 3 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段5的直径应根据6307深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 ( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,选用HL型弹

19、性柱销联轴器轴的尺寸（）：目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计（ 5 ）键连接。高速齿轮：选普通平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 低速齿轮：选普通平键 键 12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.轴的受力分析1)画轴的受力简图目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力3 ) 画弯矩图 故 4 ) 画转矩图 6 校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计 轴的材料

20、为45刚 , 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3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表

21、15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度高速齿轮: 查表得.故强度足够.低速齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算轴校核安全轴承选用6307深沟球轴承，校核安全寿命（）为目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率转矩求作用在车轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由

22、式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，取，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N。半联轴器的孔径，轴孔长度L84,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直

23、径（2）初选型号6313的深沟球轴承参数如下 故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 ( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取 ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6313深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸

24、缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm.故 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,6）键连接。联轴器：选单圆头平键 键C 10*80 GB1095-1979 t=6mmh=10mm 齿轮：选普通平键 键 20*90 GB1095-1979 t=7.5mm h=12mm5.轴的受力分析1 )画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 选用HL4型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）：目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计总支承反力 3 )画弯矩图 目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计故 4）画转矩图 6 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的

25、应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 轴的材料为45刚 , 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3-2查取.因 , ,经插值后可查得,又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为,故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计 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 故安全 7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转

26、矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全. 8 校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.齿轮: 查表得.故强度足够.轴校核安全轴承选用6313深沟球轴承，校核安全寿命（）为目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计 9 校核轴承寿命 ,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命 九.润滑与密封目的过程分析结论润滑与密封1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承

27、接触处的线速度，所以采用毡圈密封3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂十.箱体结构尺寸目的分析过程结论机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a1.212mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mm两齿轮端面距离4=2020 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=28mmC11=23mmC12=21mmdf,d1,

28、d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=19mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm十一.设计总结十二.参考文献1.机械设计课程第七版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年2.机械原理课程第六版 孙桓 陈作模主编 高等教育出版社2001年3.机械设计手册修订版 陈铁鸣 王连明 王黎钦主编 哈尔滨工业大学出版社 2003年4.机械设计手册（软件版）R2.0数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 2003年5. 简明机械零件设计实用手册胡家秀 主编 机械工业出版社2003年word文档 可自由复制编辑