两级展开式圆柱齿轮减速器装置设计书

1 两级展开式圆柱齿轮减速器 装置 设计书 一 . 课程设计书 设计课题 : 设计一用于两级展开式圆柱齿轮减速器 使用期限 8年 (300天 /年 ),一 班制工作 ,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流 ,电压 380/220V 表一 : 参数 执行机构曲柄 转速n/(r/行程 H/力 f/N 值 49 300 4600 二 . 设计要求 轮 零件图各一张 ( 三 . 设计步骤 置总体设计 方案 : 1. 组成：传 动装置由电机、减速器、 执行机构 组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 其传动方案如下： 2 图一 :(传动装置总体设计图 ) 初步确定传动系统总体方案如 :传动装置总体设计 图所示。 选择 V 带传动和二级圆柱齿轮减速器。 传动装置的总效率a5423321 a 1 1 为 V 带的效率 , 2 为 滚动 轴承的效率， 3为 齿轮传动 的效率， 4 为 联轴器 的效率， 5为 执行机构 的效率 由已知得： 阻力做功的实际行程 s=70力做的功 w 出 =f s =4600 270 =1240 W 做功时间 t=60/0/49= 出 =W 出 2 4 2t/ 电动机所需工作功率为： P P / 执行机构的曲柄转速为 49r/查表按推荐的传动比合理范围， V 带传动的传动比 i 2 4，二级圆柱齿轮减速器传动比 i 840， 则总传动比合理范围为 i 16 160 综合 考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比 选定型号为 4 的三相异步电动机，额定功率为 2.2 载转速 r/步转速 1500r/ 23541 型号 H A B C D E F K b b1 b2 h B 1 00 160 140 63 28 60 8 7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380 动装置的总传动比和 分配 传动比 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为n /n1420/49 2） 分配 传动装置传动比 i i 式中10, 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i 3，则减速 器传动比为 i 0/ 据各原则，查图得高速级传动比为 1i 2i 1/ 动装置 的 运动和动力参数 （ 1） 各轴转速 n 0/1420/3 n1/ n n/ 2i 49 r/案 电动机型号 额定功率 动机转速 同步转速 满载转速 1 500 1420 4 （ 2） 各轴输入功率 P1 Pp 23 PP 23 P P 2 4=3)各轴输入转矩 电动机 轴的 输出转矩550106 420=以 : Ti 1 =3 TT 1i 1 2 =TT 2i 2 3= 出 =T 2 4 =动和动力参数结果如下表 轴名 功率 P 矩 T 速 r/入 输入 电动机轴 420 1轴 轴 轴 9 （一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度 材料：高速级小齿轮选用 45面硬度为小齿轮 280取小齿齿数 1Z =24 高速级大齿轮选用 45钢（调）质，齿面硬度为大齿轮 240 i 24= 取 89. 齿轮精度 按 10095 1998，选择 8级。 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2131 )( 5 确定各参数的值 : （ 1）试选 2）计算小齿轮传递的转矩 105 11/105 104 3）由表 10d=1 （ 4）由表 10Z =（ 5）由图 10触疲劳强度极限 100大齿轮的接触疲劳强度极限 250（ 6）由 公式 10算应力值环数 60n1 0 1（ 1 8 300 10） =810 108 / 108 （ 7）查 10 得接触疲劳寿命系数： = = 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用2020 H 1 =600=558 H 2 =550=528 （ 9）设 计计算 小齿轮的分度圆直径 入 H 中较小的值 2131 )( = 43 计算圆周速度 100060 11nd t 计算齿宽 齿宽 b b=td =算摸数 m m = t 计算齿宽与高之比 齿高 h= =6 计算载荷系数 K 根据 ,8级精度 , 查课本表 10载系数 查课本表 10 : KH= 使用系数 1 查课本表 10级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得 KH=课本表 10 KF=载荷系数 : K K K K=1 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =3 =计算模数 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 m )(21213 确定公式内各计算数值 由图 10100 大齿轮的弯曲强度极限380 由图 10弯曲 疲劳寿命系数： 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S= F 1 = F 2 = 8 计算 载荷系数 K K K KK=1 1 查取 齿形系数和应力校正系数 查课本表 10 齿形系数 应力校正系数 Y Y 计算大小齿轮的 并加以比较 7 433 8625 大齿轮的数值大 设计计算 计算模数 . 2 43 10 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 于齿轮模数 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 接触疲劳强度算得的 分度圆直径 计算应有的齿数 1 那么 21=取 78 几何尺寸计算 计算中心距 a=2 21 =99计算大 度圆直径 1*2=42 z2 m=156计算齿轮宽度 B= 24211 取 422 B 501 B （二） 低速级齿轮传动的设计计算 （ 1） 材料：低 速级小齿轮选用 45面硬度为小齿轮 280取小齿齿数 1Z =30 速级大齿轮选用 45钢 调质 ，齿面硬度为大齿轮 240 30=78 （ 2） 齿轮精度 ： 按 10095 1998，选择 8级。 （ 3） 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 2131 )( 试选 计算小齿轮的传递的转矩 T=105 22 /105 104 8 由表 10d=1 由表 10Z = 由图 10100大齿轮的接触疲劳强度极限 250 应力循环次数 60 j 0 1 (1 8 300 10) =108 108 由图 10 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H 1 = 6481 H 2 =550/1=616则 3 242131 )(=2. 计算圆周速度 1 0 0 060 0 060 21 nd 3. 计算齿宽 b=d 4. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= t 齿高 h=m=. 计算载荷系数 K 根据 s， 8 级精度，由图 10的动载系数 K =直齿轮， KH=KF=1； 由表 10插值法查的 8 级精度、小齿轮的相对支承非对称布置时， KH=用系数 1 由 =KH=图 10 KF= 故载荷系数 K=1 1 9 6. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 7 计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计 m21213 确定公式内各计算数值 （ 1） 由图 10的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 （ 2） 查图 10 （ 3）计算弯曲疲劳许用应 力 取弯曲疲劳安全系数 S=式（ 10 F 1 = F 2 = （ 4） 计算 载荷系数 K K K K K K =1 1 5） 由表 10 和应力修正系数 Y 1 Y 1 Y （ 7） 计算大小齿轮的 0 1 3 0 4 6 2 2111 Y 0 1 6 0 4 7 5 222 Y 大齿轮的数值大 ,选用 大齿轮的尺寸 设计计算 . 计算模数 1 6 0 43 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 1357整为标准模数 ,取 m=2要 按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 计算应有的齿数 . z1=取 21 21= 取 5 初算主要尺寸 10 计 算中心距 a=2 )( 21 =2 2)5521( =76分度圆直径 z1 m =21 2=42 z2 m =2 55=110 计算 齿轮宽度 d 424211 圆整 后取 21 82 已知电动机的功率为 载转速为 1420r/确定计算功率 表 8的工作情况 系数 A P =根据 图 8用 z 型 v （ 1）初选直径，由表 8 8 3 2）验算带速 v d d / 0 060 1 4 2 0631 0 0 060 1 因为 所以重选 1mm d d / 0 060 1 4 2 0711 0 0 060 1 因 30/5 ，故带速合适 （ 3）计算大带轮的基准直径 d 2137131 根据表 8 24确定 v 带的中心距 a 和基准长度 据式（ 8定中心距0a 400）由式（ 8算带所需要的基准长度 302 d）（）（ 由表 8带的基准长度为 1250）计算实际中心距 a 3 8 62/) 7 71 2 5 0(4 0 02 00 心距的变动范围为 计算小带轮上的包角 1 11 90157386 1224(180 211 1)计算单根 v 带的额定功率 1mm，420r/表 8 据420r/i 3 和 z 型带，查表 8 表 8 的表于是 （ =( 计算 v 带的根数 z z= 整为 z=4 8计算单根 v 带的初拉力的最小值（0F） 表 8 z 型带的单位长度质量 q=m （0F） 00 00)22 应使带的实际拉应力大于 计算压轴力 ( z（0F） 21=2 4 157 2/ ） =459N V 带齿轮各设计参数附表 高速级齿轮 低速级齿轮 3 . 各轴转速 n (r/(r/(r/9 3. 各轴输入功率 P （ （ （ . 各轴输入转矩 T (kNm) 12 (kNm) (kNm) . 带轮主要参数 小轮直径（ 大轮直径（ 中心距 a（ 基准长度（ 带的根数 z 71 224 386 1250 4 设计 1. 传动轴 （ 1） 求轴 1 上的输入功率 1P 、转速 1n 和转矩 1T 1P = 1n = 1T = . 求作用在齿轮上的力 已知小 齿轮的分度圆直径为 1d =42 而 112 圆周力 径向力 轴向力 : 大带轮压轴力 Z 2 . 初步确定轴的最小直径 先按 课 本 15步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 ,根据课本 315361 表o 92 将其放大 5%得 13 轴的最小直径显然是安装 大带轮 处的直径 为了使所选的轴与 大带轮 吻合 ,故需同时选取 大带轮的型号 。由大带轮的直径为 224查 机械设计 手册 得其合理孔径为 20取 20 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由大带轮孔长 L=（ 查带轮型号选取 L=35，故取 353。 为了满足 大带轮的轴向定位要求 , -轴段右端需要制出一轴肩 ,故取 -的直径 4 初步选择滚动轴承 据 4，并查轴承 标 准件产品目录中初步选取型号为 6206的深沟球轴承，故取 0 ， 而 l=28， 0. 第 轴承挡油环的右端和 用轴肩 定 位 ,轴肩高 取5 . 考虑下一级小齿轮空间，选取 602 21412 ，再取 022 . 由于设计的圆柱小齿轮的直径很小，齿根圆到键槽底部的距离 ，故选取 至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度 .(图中仅仅是长度，不是齿轮轴实图 ) （ 5） . 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图 , 14 H 水 平 方 向受力6 2 7 . 1 57 8 0 . 0 1 F r = 3 9 2 . 7 75 4 5 . 6 3 直 方 向受力F t =725 6 的支承跨距 为： 6 521 43 设水平向里的力为正，垂直向上的力为正。则： 大带轮压轴力 ： 721 5 7s i 小齿轮圆周力： 7 6 6 12211 小齿轮径向力： n 20 0 轴承座支座反力： 水平 21 2321 根据 水平方向 力的平衡 得： B 垂直 21 2V 同理 根据垂直方向力的平衡 因此，可得 轴的水平弯矩 4 0 B 2 8 52轴的垂直弯矩 2 4 495 70. 76( - 392 45. 8)( - 302 82. 46 222 464 09. 10( - 4 640 9. 1) 222A 轴的扭矩： 传动轴总体设计结构图 : （ 6） . 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 ( = 1 1 . 9 2 6 6 1 . 70 . 6(4 9 5 7 0 . 7 635 322 前已选轴材料为 45 钢，调质处理。 查表 15 1 =60 1 此轴合理安 全 17 I 的设计与校核 （ 1） 传动轴的设计 求轴上的输入功率 P 、转速 n 和转矩 T P = n = T =2) 求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为 1d =62 而 112 圆周力 向力 轴向力 大齿轮轮的分度圆直径为 2d = 156而 112215 6 192 (3) 初步确定轴的最小直径 先按课本 15步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 ,根据课本 315361 表o 18 轴的最小直径显然是安装轴承处的直径 为了使所选的轴与轴承孔吻合 ,故需同时选取轴承的型号。查轴承型号优先选用小直径为 35 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择 滚动轴承为滚动轴承 6207 挡油板的直径和轴承孔直径一致。由第二段轴段左端需要制出一轴肩，根据最小直径为 35查轴承标准件产品目录中初步选取型号为 6207的深沟球轴承，故取第二段轴直径为 37 第三段是与齿轮为一体的 ，则宽度为50起第四段为轴肩。其应加 是由于两齿轮相聚比较近，将轴肩直径设为 48图。 长度设计。 由于此轴应满足齿轮和轴 1 啮合，故取轴的对称面为基准，设置各轴段程度 L 如图 （ 5） 求轴上的载荷 (受力分析跟一轴以致 )算出后如下图 （ 6） 首先根据结构图作出轴的计算简图 19 20 校核 （ 1） 求轴 的输入功率 转速 转矩 49r/ 2)初步确定轴的 最小直径 21 先按课本 15步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 ,根据课本 315361 表 将其放大 5%得 轴器的计算转矩 1.3 用 公称转矩为 350 孔长度为 50 径取 32 以轴 小直径为 32 故 2 2h =（ *32= 12h =3，所以 8取 6208深沟球滚动轴承，内径为 40以 0mm= =45 =45 齿轮内径为 50以 0 =56孔长度为 50 8 00 故 =32据轴 +2=6轮宽度为 48 656h,取 根据轴 73) 求轴上的载荷 22 确定轴的支承跨距为： 615111021 设水平向里的力为正，垂直向上的力为正。则： 小齿轮圆周力：231小齿轮径向力： n 20 0 轴承座支座反力： 水平 根据水平方向力的平衡 得： B 垂直 A 21 1同理 根据垂直方向力的平衡 此，可得 23 轴的水平弯矩 A 4 8 31轴的垂直弯矩 4 7 71合成弯矩 22 传动轴总体设计结构图 : （ 4） 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 ( = 1 2 . 1 0 1 0 3 9 . 8 60 . 6(9 2 0 3 3 . 550 322 前已选轴材料为 45 钢，调质处理。 查表 15 1 =60 1 此轴合理安全 设计 和计算 选择键联接的类型和尺寸 一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精 度要求，应用平键 . 根据 0 0 0 32机械设计指导书表 11： 6 6 1L =28 10 8 2L =36 4 3L=40 10 8 4L =40 校核 键联接的强度 查表 6 p=110 2111 5 222 66 333 06 444 00 键与轮毂键槽的接触高度 .5 3 .5 4 .5 4 =0.5 4 由式（ 6： 24 11111 2 p 6 612 p 22222 2 p 192 p 33333 2 p 1 03 92 p 44444 2 p 1 0 4 . 732304 1 0 392 p 四 者都合适 取键标记为： 键 1： C 6 28 1096 2： 10 8 1096 3： 14 9 1096 4： 10 8 1096构的 设计 25 减速器的箱体采用铸造（ 成，采用剖分式结构为了保证齿轮 啮 合质量 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动 件速度小于 12m/s，故采用 侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=5。机体外型简单，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加 工出支承盖板的表面并用垫片 加强密封，盖板用 铝 制成，用 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放 油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺 座孔而溢出 . 26 D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖 螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体 联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 . 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 a 8 箱盖壁厚 1 a 8 箱盖凸缘厚度 1b 11 b 12 箱座凸缘厚度 b 5.1b 12 箱座底凸缘厚度 2b b 20 地脚螺钉直径 ad f 脚螺钉数目 n 查手册 4 轴承旁联接螺栓直径 1d 盖与机座联接螺栓直径 2d 2d=（ .6）承端盖螺钉直径 3（ .5）孔盖螺钉直径 4d 4d =（ 5 27 定位销直径 d d =（ 2d 12 1d ， 2d 至外机壁距离 1C 查机械课程设计指导书表 4 24 20 18 2d 至凸缘边缘距离 2C 查机械课程设计指导书表 4 20 12 外机壁至轴承座端面距离 1l 1l = 1C + 2C +（ 812） 50 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 1 15 齿轮端面与内机壁距离 2 2 8 机盖，机座肋厚 1 1m 7 m 7 轴承端盖外径 2D 2 +（ 53d 100（ 1轴） 92（ 2轴） 82（ 3轴） 轴承旁联结螺栓距离 S 2 100（ 1轴） 92（ 2轴） 82（ 3轴） 28 10. 润滑密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器， 因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于5( 1 . 5 2 ) 1 0 . / m i nm m r ，所以 轴承 采用脂润滑，箱体内选用 至规定高度 . 油的深度为 H+1h H=40 1h =4 所以 H+1h =40+4=44 其中油的粘度 适中 ，化学合成油，润滑效果好。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 凸缘应有足够的宽度，联接表面应 精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之 间的距离不宜太 大并匀均布置，保证部分面处的密封 性。 为了 在工作时起到缓冲减震作用 ，选用 梅花形弹性联轴器 查课本 114343 表P,选取 3.19 所以转矩 1 0 3 所以 公称转 矩为 机械设计手册 选取 （ 1）轴 查轴承标准件产品目录中初步选取型号为 6206的深沟球轴承 基本额定寿命计算 靠近带轮的轴承 ）（ 3 c=19500 N r 取P= 得 ）（）（ 4 1 36h L20000符合设计要求。 另一边轴承为： ）（ 3 c=19500 N r 取P= 161得 ）（）（ 6 8 36h L20000符合设计要求。 （ 2）轴 查轴承标准件产品目录中初步选取型号为 6207的深沟球轴承 基本额定寿命计算 靠近小齿轮的轴承： ）（ 3 c=14000 N I r 取P= 得 ）（）（ 36h 101410 L20000符合设计要求。 靠近大齿轮的轴承： ）（ 3 c=14000 N r 取P= 得 ）（）（ 01014106336h L20000符合设计要求。 （ 3）轴 30 查轴承标准件产品目录中初步选取型号为 6208的深沟球轴承 基本额定寿命计算 靠近轴输出端的轴承： ）（ 3 c=29500 N 9n II r 取P= 得 ）（）（ L20000符合设计要求。 另一边轴承： ）（ 3 c=29500 N 9n r 657 取P= 得 ）（）（ L20000符合设计要求。 四 ，设计小 结 五，参考文献 机械设计基础课程设计指导书 林怡青 谢宋良 王文涛 编著 机械设计第八版 濮良贵 主编 机械原理第七版 孙恒 主编 机械设计课程设计指导书 宋宝玉主编 31 机械课程设计心得 两周的机械设计基础课程设计终于结束了，虽然很忙碌、很疲劳，但是收获很大。几乎每天的专注和辛劳，唤回了我对机械设计基础课程设计的重新的认识，对 二 级齿轮减速器结构的深刻理解，让我们实现了动手操作的目的。在理论学习的过程中我们只是简单是学到了关于齿轮、 V 型带、轴和连轴器等的简单知识，只能简单的 对其进行单独设计，但是本次课程设计是对一些机构连接组合在一起进行总体设计的，不能单独考虑一个或几个基本构件的情况，要综合考虑，对其传动比和传动关系进行认真考虑，进行整体构思。 在已度