二级直齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计.docx
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二级直齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计
机械设计——减速器课程设计说明书
课程名称:
机械设计课程设计
设计题目:
展开式二级圆柱齿轮减速器院系:
机械工程学院
班级:
102班
学号:
102903054036
指导教师:
迎春
1.题目„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1
2.传动方案的分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„2
3.电动机选择,传动系统运动和动力参数计算„„„„„„2
4.传动零件的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„5
5.轴的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16
6.轴承的选择和校核„„„„„„„„„„„„„„„„„26
7.键联接的选择和校核„„„„„„„„„„„„„„„„27
8.联轴器的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„28
9.减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择„„„„„„„„2810.减速器箱体设计及附件的选择和说明„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2911.设计总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„31
12.参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„31
题目:
设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。
设计参数如下表所示。
3.工作寿命10年,每年300个工作日,每日工作16小时
4.制作条件及生产批量:
一般机械厂制造,可加工7~8级齿轮;加工条件:
小批量生产。
生产30台
6.部件:
1.电动机,2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮
7.工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微振动,室内工作;
运输带速度允许误差±5%;
两班制工作,3年大修,使用期限10年。
（卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。
8.设计工作量:
1、减速器装配图1张（A0或A1;
2、零件图1~2张;
3、设计说明书一份。
§2传动方案的分析
1—电动机,2—联轴器,3—两级圆柱齿轮减速器,4—卷筒,5—轴承
方案分析:
由计算（下页可知电机的转速的范围为:
601~1671r/min由经济上考虑可选择常用电机为960r/min.功率为5.5kw.又可知总传动比为14.36.如果用带传动,刚减速器的传动比为5—10,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.
两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用:
结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。
高速级齿轮布置在远离转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。
高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。
两级同轴式圆柱齿轮减速:
特点及应用:
减速器横向尺寸较小,两对齿轮浸入油中深度大致相同。
但轴向尺寸大和重量较大,且中间轴较长、刚度差,使载荷沿齿宽分布不均匀,高速级齿轮的承载能力难于充分利用。
从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.
卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.
§3电动机选择,传动系统运动和动力参数计算
一、电动机的选择1.确定电动机类型
按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。
2.确定电动机的容量
（1工作机卷筒上所需功率Pw
Pw=Fv/1000=3200X1.4/1000=4.48kw（2电动机所需的输出功率
为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。
设η1、η2、η3、η4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率,由[2]表2-2P6查得η1=0.99,η2=0.97,η3=0.985,η4=0.99,η5=0.96,则传动装置的总效率为
η总=η12η22η33η4=0.992x0.982x0.993x0.96=0.824
==
总
ηw
dPP4.48/0.824=5.43kw
3.选择电动机转速
由[2]表2-3推荐的传动副传动比合理范围联轴器传动i联=1
两级减速器传动i减=9~25（i齿=3~5则传动装置总传动比的合理范围为
i总=i联×i齿1×i齿2i‘总=1×（9~25=（9~25电动机转速的可选范围为nw=D
V60=60x1000x1.4/3.14x400=66.84r/min
nd=i‘总×nw=（9~25×nw=9nw~25nw=601~1671r/min根据电动机所需功率和同步转速,查机械设计手册（软件版R2.0-电器设备-常用电动机规格,符合这一范围的常用同步加速有1500、1000minr。
选用同步转速为1000r/min,输出轴直径为38mm
选定电动机型号为Y132M-2。
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比
i总=n
m
/n
w
=960/66.84=14.36式中n
m
----电动机满载转速,960
r/min;
n
w
----工作机的转速,66.84r/min。
2.分配传动装置各级传动比
i总=i
联
×i
齿1
×i齿2
分配原则:
（1i齿=3~5i
齿1
=（1.3~1.4i齿2
减速器的总传动比为
i=i总/i
联
=14.36双级圆柱齿
轮减速器高速级的传动比为
i
齿1
=i3.=4.4低速级的传动比
i齿2=i/i
齿1
=8.30/4.877=3.2三、运动
参数和动力参数计算1.各轴转速计算
n0=n
m
=960r/min
nⅠ=n
m
/i
联
=960r/min
nⅡ=n
Ⅰ
/i
齿1
=960/4.4=218.18r/min
nⅢ=n
Ⅱ
/i
齿2
=218.18/3.2=66.84r/min
2.各轴输入功率
P0=P
d
=5.5kw
PⅠ=P
d
η
4
=5.5x0.99=5.37kw
PⅡ=PⅠη
2
η
3
=5.37x0.98x0.99=5.13kw
PⅢ=PⅡη
2
η
3
=5.13x0.98x0.99=4.78kw
3.各轴输入转矩
T0=9550P
d
/n
=9550x5.5/960=54.01mN⋅
TⅠ=9550P
Ⅰ
/n
Ⅰ
=9550x5.37/960=53.42mN⋅
TⅡ=9550P
Ⅱ
/n
Ⅱ
=9550x5.13/218.18=163.305mN⋅
TⅢ=9550P
Ⅲ
/n
Ⅲ
=9550x4.78/66.84=682.95mN⋅
5
4传动零件的设计计算一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计
6
7
8
9
§5联轴器的选择
Ⅰ轴的联轴器:
由于电机的输出轴轴径为38mm
查表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.5
==3TKTAca1.5×53.42=80.13N.m又由于电机的输出轴轴径为38mm
查表13-5,选用弹性套柱销联轴器:
TL6,其许用转矩[n]=250N.m,许用最大转速为3800r/min,轴径为32~42之间,由于电机的轴径固定为38mm,而由估算可得1轴的轴径为38mm。
故联轴器合用。
Ⅲ的联轴器:
查表14-1转矩变化很小可取KA=1.5
==3TKTAca1.3×690.1=1035.15N.m
查[2]p128表13-5,选用弹性套柱销联轴器:
TL7,其许用转矩[n]=500N.m,许用最大转速为3600r/min,轴径为40~48之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.
§5轴的设计计算
减速器轴的结构草图
以上轴的顺序为3,2,1,且1号轴为齿轮轴一、Ⅰ轴的结构设计
1.选择轴的材料及热处理方法
查表15-1选择轴的材料为40Cr;根据齿轮直径mm100≤,热处理方法为正火。
2.确定轴的最小直径
查式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式:
=22mm
再查表15-3,A0=（112~97
D≥=22mm
考虑键:
有一个键槽,D≥22×（1+5%=23.01mm
查“润滑方式”,及说明书“（12计算齿轮圆周速度v”v=2.2sm2〉,故选31
1
062.01055.9nP
AnPd=⨯≥τ
二、Ⅱ轴的结构设计
1.选择轴的材料及热处理方法
查表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45;根据齿轮直径大于200,热处理方法为调质。
2.确定轴的最小直径
15
16
查的扭转强度估算轴的最小直径的公式:
306
2.01055.9Ⅱ
ⅡnPAnP
d=⨯≥τ=40再查表15-2,103~1260=A
考虑键:
d≥40×（1+5%=45mm
查[2]20P（2“润滑方式”,及说明书“（12计算齿轮圆周速度v”v=0.99,故
17
1.选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45;根据齿轮直径大于200,热处理方法为调质。
周三联轴器为GY7型刚性联轴器,为了配合联轴器尺寸,所以将最小尺寸定位55.2.确定轴的最小直径
查[1]246P的扭转强度估算轴的最小直径的公式:
06
2.01055.9Ⅱ
ⅡnPAnP
d=⨯≥τ=45再查[1]
表15-2,103~1260=A
考虑键:
d≥45×（1+5%=47.25mm输入到此处
18
查[2]25P（二“滚动轴承的润滑”,及说明书“六、计算齿轮速度v”
0.9002v
s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,
四、校核Ⅱ轴的强度
齿轮的受力分析:
1
19
20
y
截面顺序为A,C,D,B;从左到右
轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。
AC=48.5CD=79.5DB=61
在X0Y平面上:
BYR=376.95NAYR=255.47NC断面CZM=4.5AYR=12.39X310NmmD断面DZM=61BYR=22.99X310Nmm在XOZ平面上:
BZR=376.98NAZR=255.55NC断面CYM=AZRX48.5=12.394X310NmmDYM=BZRX61=22.995X310Nmm
21
合成弯矩C断面CM
310合成弯矩D断面DM
=32.516X310因为DM>CM,所以D断面为危险截面。
T=53420N
ca
σ
查表15-1得[1-σ]=60mpa,因为caσ<[1-σ],所以安全。
2.校核轴1的强度1,小齿轮的受力分析
齿轮轴
2.
22
轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。
A-C-B-D
AC=38.5CB=123.5DB=70.5
在X0Y平面上:
BYR=30.95NAYR=99.29NC断面CZM=38.5AYR=3.822X310Nmm
在XOZ平面上:
BZR=11.54NAZR=37.25N
C断面CYM=AZRX38.5=1.434X310Nmm
合成弯矩C断面CM
310
23
T=53420N
caσ
查表15-1得[1-σ]=60mpa,因为caσ<[1-σ],所以绝对安全。
3.轴3的校核（1.受力分析
Ft1
2.
24
D-A-C-B
在X0Y平面上:
BYR=156.28NAYR=354.04NC断面CZM=49AYR=17.347X310Nmm
在XOZ平面上:
BZR=56.88NAZR=127.69NC断面CYM=AZRX49=6.256X310Nmm
合成弯矩C断面CM
310所以C断面为危险截面。
T=224546N
caσ
查表15-1得[1-σ]=60mpa,因为caσ<[1-σ],所以安全。
§6轴承的选择和校核
一、Ⅱ轴承的选择和校核
1.Ⅱ轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对深沟6209轴承,查机械手册软件版
校核轴承,轴承使用寿命为10年,每年按300天计算。
2.根据滚动轴承型号,查出rC和orC。
Cr=31500N
Cor=21500N
3.校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求
（1
画轴的受力简图。
（2求轴承径向支反力1rF、2rF
（a垂直平面支反力vF1、vF2
vF1=AYR=255.47N
vF2=BYR=376.95N
（b水平面支反力hF1、hF2
hF1=AZR=255.55N
hF2=BZR=376.98N
（c合成支反力1rF、2rF
1rF=361.34N
2rF=533.1N
（5计算轴承的当量载荷1rP、2rP
由于Fa3=30.628N
查表13-5:
X1=1.41,Y1=0
查表13-6取载荷系数=Pf1.1
P1=fP*Fr1=1.1×361.34=397.474N
查表13-5:
X2=1,Y2=0
P2=fP*Fr2=1.1×533.1=586.41N
（6校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承,故按当量动载荷较大的轴承P2计算,查表13-6取载荷系数=Pf1.1,查表13-4取温度系数=tf1,计算轴承工作寿命:
6310（60rhCLnP
==11840263h结论:
所选的轴承远远超出寿命要求。
二.校核1轴的轴承
1.1轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对深沟6208轴承,查机械手册软件版
校核轴承,轴承使用寿命为10年,每年按300天计算。
2.根据滚动轴承型号,查出rC和orC。
Cr=29500N
Cor=18000N
3.校核1轴轴承是否满足工作要求
（1画轴的受力简图。
（2求轴承径向支反力1rF、2rF
（a垂直平面支反力vF1、vF2
vF1=AYR=99.29N
vF2=BYR=30.95N
（b水平面支反力hF1、hF2
hF1=AZR=37.25N
hF2=BZR=11.54N
（c合成支反力1rF、2rF
1rF=106.04N
2rF=33.03N
（5计算轴承的当量载荷1rP、2rP
由于Fa1=30.628N
查表13-5:
X=1,Y=0
查表13-6取载荷系数=Pf1.1
P1=fP*Fr1=1.1×106.04=116.644N
查表13-5:
X2=1,Y2=0
P2=fP*Fr2=1.1×33.03=36.333N
（6校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承,故按当量动载荷较大的轴承P2计算,查表13-6取载荷系数=Pf1.1,查表13-4取温度系数=tf1,计算轴承工作寿命:
6310（60rhCLnP
==2878198267h寿命远远超出要求。
三.校核三轴的轴承
1.3轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对深沟6213轴承,查机械手册软件版
校核轴承,轴承使用寿命为10年,每年按300天计算。
2.根据滚动轴承型号,查出rC和orC。
Cr=57200N
Cor=40000N
3.校核3轴轴承是否满足工作要求
（1画轴的受力简图。
（2求轴承径向支反力1rF、2rF
（a垂直平面支反力vF1、vF2
vF1=AYR=354.04N
vF2=BYR=156.28N
（b水平面支反力hF1、hF2
hF1=AZR=127.69N
hF2=BZR=56.88N
（c合成支反力1rF、2rF
1rF=376.36N
2rF=166.3N
（5计算轴承的当量载荷1rP、2rP
由于Fa1=0N
查表13-5:
X=1,Y=0
查表13-6取载荷系数Pf1.1
P1=fP*Fr1=1.1×376.36=413.996N
查表13-5:
X2=1,Y2=0
P2=fP*Fr2=1.1×166.3=182.93N
（6校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承,故按当量动载荷较大的轴承P2计算,查表13-6取载荷系数=Pf1.1,查表13-4取温度系数=tf1,计算轴承工作寿命:
6310（60rhCLnP
==644750079h寿命远远超出要求。
§7键联接的选择和校核
一、2轴大,小齿轮键,
1.大键的选择
选用普通圆头平键A型,轴径d=47mm,查[1]103P表6-1,得宽度b=14mm,高度h=9mm,
2.键的校核
键长度小于轮毂长度mmmm10~5且键长不宜超过d8.1~6.1,前面算得大齿轮宽度75,根据键的长度系列选键长L=65mm。
（查表
键,轴,轮毂的材料都为钢,查得许用挤压应力[οp]=100~120Mpa,取[ο
p]=100Mpa.
键的工作长度l=L-b=65-14=51mm,
键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm
由式6-1得οp=30.6Mpa
所以所选用的平键强度足够。
2.小键的选择
相同的选择键的L=37
二.3号轴的大齿轮键
B=20h=12L=55
§9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择
一、传动零件的润滑
1.齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度smsmv12≤=,故选择浸油润滑。
2.滚动轴承的润滑
因为I轴II轴齿轮圆周速度v>2m/s,滚动轴承采用油润滑而III轴的齿轮圆周速度v<2m/s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,但由于齿轮不能飞溅润滑,故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到润滑轴承目的。
二、减速器密封
1.轴外伸端密封
I轴：
与之组合的轴的直径是38mm，查红书表15-8P145，选d=40mm毡圈油封II轴：
无需密封圈III轴：
与之配合的轴的直径是55mm，查红书表15-8P145，选d=55mm选毡圈油封2.箱体结合面的密封软钢纸板§10减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱体主要设计尺寸名称箱座壁厚d箱盖壁厚d1计算依据计算过程0.025*123+3＝6.075（0.8~0.85×计算结果（mmd=（0.025~0.03a+D³8（0.8~0.85d³88．58箱座凸缘厚1.5d度b箱盖凸缘厚1.5d1度b1箱座底凸缘厚度b2地脚螺栓直0.036a+12=0.036x123+12=16.428查[3]表3P26径df地脚螺钉数目n轴承旁联接螺栓直径d1箱盖与箱座联接螺栓直径d2联接螺栓d2查[3]表3P26的间距轴承端盖螺钉直径d3查[3]表3P26（0.4-0.5df308=0.8x8=6.41.5×81.5×812.7512.752.5d2.5×821.2516a£250时,n=460.75×20=15120.75df（0.5~0.6）df0.5x20=107.2150～200160d3＝0.4x20=88
定位销直径d（0.7~0.8）d2查表（0.7～0.8）×105.76272727dddf、1、2至外箱壁距离C1df、d2至凸缘边缘距离查表2414C2轴承旁凸台半径R1凸台高度h作图得到轴承座宽度d+C1+C2+（5~10B1大齿轮顶圆≥1.2d与内箱壁距离D1齿轮端面与≥10~15内箱壁距离108+22+20+5h=5455R1＝101.2×8=9.610D2箱盖、箱昨筋厚m1、m轴承端盖外径D2轴承旁联接螺栓距离Sm1>0.85d1m>0.85d0.85×86.86.8102112130102112130D+（5~5.5d3;D-轴承外径62+5×8=10272+5×8=112100+5×8=130S»D2二、附属零件设计1窥视孔和窥视孔盖其结构见表14-4p133,其尺寸选择为：
l1=180,l2=165l3=150,b1=140,b2=125b3=110,d=7,n=8,d=4,R=5,,2.通气塞和通气器31
通气器结构见表14-9,p136主要尺寸：
M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.油标、油尺由于杆式油标结构简单，应用广泛，选择杆式油标尺，其结构见[2]表14-8p135其尺寸选择为:
M124.油塞、封油垫其结构见表14-14p139其尺寸选择为:
M20X1.55.起吊装置选择吊耳环和吊钩结构见表14-12p1376.轴承端盖、调整垫片查[2]表14-1p132§11设计小结我们这次机械设计课程设计是
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