二级齿轮减速箱设计说明书.doc

机械设计课程设计 说明书摘 要本次课程实际，要求设计二级齿轮减速箱。单向运输，有轻微振动，经常满载，空载启动，两班制工作，使用期限为3年，输送带速度容许误差为5%。首先选择设计方案，确定出最佳方案后，计算出总传动比、各轴的转速、功率及转矩。然后设计箱体以及传动件的润滑方式。设计齿轮的大小。计算出齿轮的相关参数。齿轮确定后设计各个轴的尺寸。根据轴上的功率、转速、转矩，计算出轴上的各个受力。得出轴的最小直径，根据联轴器、轴承、齿轮等具体要求设计出各段轴的具体长度以及直径。之后再进行强度校核。轴确定后进行键的选择与校核。基本的零件确定之后，再设计减速箱的相关箱体附件，如视孔盖、游尺、起吊装置、定位销，起盖螺钉等。设计完成后绘制相关的装配图（A0）一张以及零件图（A3）两张。关键词：减速器、锥齿轮、主动轴、传动装置 目 录一、课程设计书3（一）设计目的3（二）工作条件3（三）设计要求3（四）设计步骤3二、设计方案拟定及说明4（一）组成4（二）特点4（三）确定传动方案4（四）电动机的选择4（五）确定传动装置参数5三、齿轮的设计6（一）高速级齿轮传动的设计计算7（二）低速级齿轮传动的设计计算10四、箱体结构的设计15五、轴的设计16（一）低速轴的设计16（二）中间轴的设计17（三）高速轴的设计19（四）低速轴的校核20（五）键的校核21 （六）高速轴轴承的校核25六、设计总结24七、参考资料25共 25 页 第 25 页一、课程设计书（一）设计目的综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固，加深和拓宽所学的知识。 通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。 通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。（二）工作条件单向运输，有轻微振动，经常满载，空载启动，两班制工作，使用期限为3年，输送带速度容许误差为5%。带式输送机驱动卷筒的圆周力 F=2.65 KN运输带工作速度 V=1.45 m/s ；运输带卷筒直径 D=280 mm（三）设计要求1、CAD绘制减速器装配图一张(A0)。2、CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3、设计说明书一份。4、设计报告一份（四）设计步骤1、传动装置总体设计方案。2、电动机的选择。3、确定传动装置的总传动比和分配传动比。4、计算传动装置的运动和动力参数。5、齿轮的设计。6、滚动轴承和传动轴的设计。7、键联接设计。8、联轴器的设计与校核。9、箱体结构设计。10、润滑密封设计。二、设计方案拟定及说明（一）组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。（二）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。（三）确定传动方案： 传动方案：初步确定传动系统总体方案如图2-1所示。图2-1 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算驱动卷筒的转速nw。nw=99 r/min（四）电动机的选择1、电动机类型和结构形式：按工作要求及工作条件，选用一般用途Y系列三相异步电动机。卧式封闭结构。2、电动机容量：（1）卷筒轴输出功率Pw：Pw= =3.8425 kW（2）传动装置总效率aa=0.9720.9940.9923=0.8894为每对齿轮啮合传动的效率的效率,为滚动轴承的效率, 为联轴器的效率。（3）电动机输出功率Pd：Pd=4.32 kW电动机转速的可选范围为nin（936）998913564 r/min。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Y132M26的三相异步电动机，额定功率为5.5kW。满载转速960 r/min，同步转速1000r/min。电动机型号额定功率P（kw）电动机转速（）电动机重量kg同步转速满载转速Y132M265.5100096084 表2-1（五）确定传动装置参数1、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n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n960/99 9.7（2）分配传动装置传动比i式中分别为一级齿轮和二级齿轮的传动比=（1.11.5）联合两式，得 =3.46 =2.82、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速：960r/min960/3.46 277.5 r/min/277.5/2.8 =76.41 r/min（2）各轴输入功率：5.50.9925.456 kW15.4560.970.995.24 kW25.240.970.995.032 kW（3）电动机轴的输出转矩：=9550 =95505.5/960=54.71 Nm所以： 54.28 Nm180.33 Nm485.41 Nm运动和动力参数结果如表2-2轴转速(r/min)功率(kw)转矩(N.m)电动机轴9605.554.71轴9605.45654.28轴237.625.24180.33轴76.415.032485.41表2-2三、齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算。1、齿轮材料，热处理及精度：运输机为一般的工作机器，速度不高。齿轮选用软齿面即可。采用直齿圆柱齿轮（1）齿轮材料及热处理：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮，280HBS；高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 ，240HBS。 （2）初选小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z=iZ=3.4624=83.04 取Z=83（3）齿轮精度：按GB/T1009588，选择7级。2、按齿面接触强度初步设计齿轮传动的主要尺寸：（1）确定各参数的值:试选载荷系数=1.3计算应力值环数N=60nj =609601（283003）=0.8310 hN=0.8310/3.46=2.4010h 查10-19图得接触疲劳寿命系数：K=1.0 K=1.05由图1021d 按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度=550MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,得:=1.0600=600 =1.05550=577.5许用接触应力带入较小值。查表10-6得材料弹性影响系数： =189.8MP由表10-7选取齿宽系数: =1小齿轮传递的转矩：T=5.42810N.mm（2）设计计算试算小齿轮分度圆直径d，代入较小值，=49.69 mm计算圆周速度：2.5 m/s计算齿宽b：b=49.69 mm计算齿宽与高之比：模数：= d/Z1=2.07 mm齿高h:h=2.25=2.252.07=4.6575 =49.69/4.6575=10.67计算载荷系数K根据V=2.5m/s,7级精度，查表得：使用系数=1；动载系数K=1.07。由表10-3 得：K=1查表10-4得K=1.41746查图10-13得: K=1.325故载荷系数:按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=d=52.31计算模数m：m= d/=52.31/22=2.18mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计：由弯曲强度的设计公式（1）确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩54.28Nm由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa由图1018取弯曲疲劳寿命系数 =0.87,=0.9按对称布置，由表查得计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：=310.71MPa=244.29MPa载荷系数K查取齿形系数和应力校正系数查表10-5得：齿形系数：， 应力校正系数： 计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大.选用大齿轮的数值。（2）设计计算：计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=52.31来计算应有的齿数。于是有: 取z=26得大齿轮齿数：z=3.4626=89.96取z=914、几何尺寸计算：（1）计算大小齿轮的分度圆直径：（2）计算中心距：a= =117（3）计算齿轮宽度：取，（二）低速级齿轮传动的设计计算1、齿轮材料，热处理及精度：（1）选用软齿面，采用直齿圆柱齿轮，低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为280HBS；低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为240HBS。按GB/T100951998，选择7级精度。（2）试取小齿轮齿数=28，Z=iZ=2.828=78.4 取Z=792、按齿面接触强度初步设计齿轮传动的主要尺寸：（1）确定各参数的值:试选=1.3计算应力值环数查10-19图得：K=1.07、K=1.1 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,由图1021d 按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度=550MPa得:=1.07600=642 =1.1550=605 许用接触应力应带入较小值。查表10-6得： =189.8MP 表10-7得齿宽系数: =1=1.8033105 N.mm（2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，代入中较小值，得：=73.124mm计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽bb=73.124mm计算模数计算齿宽与高之比齿高h：h=2.25 =2.252.612=5.877计算载荷系数K使用系数=1根据V=1.0625m/s，7级精度, 查表10-8得：动载系数K=1.06, 表10-3 得K=1查表10-4得K的计算公式:由插值法求的K=1.4245查图10-13得: K=1.4故载荷系数:按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=76.867计算模数m3、按齿根弯曲疲劳强度初步设计齿轮传动的主要尺寸由弯曲强度的设计公式（1）确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa。由图1018取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.9按对称布置，由表查得计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4载荷系数K由表10-5查取齿形系数和应力校正系数齿形系数 应力校正系数 计算大小齿轮的大齿轮的数值大，选用大齿轮的数据.（2）设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=76.867来计算应有的齿数。于是由:，取，取 （3）几何尺寸计算计算大.小齿轮的分度圆直径计算中心距 计算齿轮宽度 取，（三）所有齿轮相关参数高速级522657低速级大217.52.587147.578小77.53183表3-1四、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构保证齿轮佳合质量。减速器箱体结构尺寸如表4-1：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺栓直径20地脚螺栓数目查手册4轴承旁联接螺栓直径16箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表426、22、16，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表424、14箱体外壁至轴承座端面距离=+（812）40大齿轮顶圆与内机壁距离1.220齿轮端面与内机壁距离15机盖，机座肋厚m1、m9、9表4-1五、轴的设计（一）低速轴的设计1、输出轴上的功率，转速，转矩：2、求作用在齿轮上的力：已知低速级大齿轮的分度圆直径为=267 3、初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢,调质处理,取。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。4、轴的结构设计：（1）选取联轴器：查课本,选取计算转矩：1.3485.41=631.033N.m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取TL8型弹性套柱销联轴器。半联轴器的孔径，半联轴器的长度L=142mm,与轴配合的嗀孔长度=107mm, 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故1-2的长度应比之略短一些,现取=105mm。（2）初步选择滚动轴承：因轴承只受径向力的作用，参照工作要求并根据=50mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承6211型，尺寸为。故：、。、。（3）取安装齿轮处的轴段，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒（挡油环）定位。已知齿轮的宽度为78mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高7mm,取。（4）轴承端盖的总宽度为37mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取。（5）取齿轮距箱体内壁之距离a=15，两圆柱齿轮间的距离c=15.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8,已知滚动轴承宽度B=21,故、，、。（6）联轴器和齿轮与轴采用平键连接。联轴器的键为=，键槽长90。联轴器与轴配合键为H7/k6。齿轮上的键为，齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。 低速轴示意图如图5-1：图5-1（二）中间轴的设计1、求中间轴上的功率，转速，转矩：=5.24 KW=277.5 r/min=180.33Nm2、求作用在齿轮上的力：已知低速级小齿轮的分度圆直径为而 3、初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢,调质处理,取。29.83mm4、轴结构的设计：（1）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用,故选用6207型深沟球轴承，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承6207型。对于选取的深沟球轴承其尺寸为,故=35mm，取安装齿轮处的轴段=40mm，齿轮的左端与左轴承之间、齿轮的右端与右轴承之间采用套筒（挡油环）定位。已知左齿轮的宽度为83mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 =81mm. 齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高4,取 =48mm。轴环宽度12mm。右齿轮的宽度为52mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=50mm。（2）取齿轮距箱体内壁之距离a=15，两圆柱齿轮间的距离=15。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s=8。已知滚动轴承宽度B=17,=42 mm，=44mm。（3）齿轮与轴的配合，采用平键连接。分别用与。配合都用H7/n6。中间轴示意图如图5-2：图5-2（三）高速轴的设计1、求输入轴上的功率，转速，转矩=5.456KW=960r/min=54.28Nm2、求作用在齿轮上的力。已知高速级小齿轮的分度圆直径为52。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理，取。19.99mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。4、轴的结构设计（1）为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号。查课本,选取 联轴器的计算转矩：,按照计算转矩小于联轴器工程转矩的条件，所以选取TL5型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为，半联轴器的孔径，半联轴器的长度L=62mm,，与轴配合的嗀孔长度=44mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故1-2的长度应比 略短一些,现取。（2）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用,故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承6207型。对于选取的深沟球轴承其尺寸为的,故=35mm，而=25mm。右端滚动轴承左端采用轴肩进行轴向定位，则=42mm， =15mm.（3）根据齿轮与轴的尺寸以及连接要求，选择高速轴为齿轮轴。所以齿轮处的轴段，。 （4）轴承端盖的总宽度为40mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm ,故取70mm。（5）取齿轮距箱体内壁之距离a=15.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度B=17,所以，联轴器和齿轮与轴采用平键连接。联轴器的键为mm，键槽长36mm。联轴器与轴配合为H7/k6高速轴示意图如图5-3：图5-3（四）低速轴的校核1、求轴上的载荷：根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。低速级大齿轮的分度圆直径为=267 在垂直面内有： 两式联立解得： =520.2N =1104.4N在水平面内有： 解得： =1429.21N =3034.33N2、按弯扭合成应力校核轴的强度：校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面，取=0.6，d=65mm，b=18mm，t=5.5mm得： =24265.21M= =209.889N.M所以轴安全。 （五）键的校核1、高速轴联轴器的键的校核根据d=25mm，取： b=8mm h=7mm L=28mm 查表6-2得 =110MP 工作长度 l=L-b/2=28-4=24mm， k=3.5有：所以安全。2、中间轴的键的校核（1）中间轴小齿轮键的校核根据 d=40mm， 取： b=12mm h=8mm L=70mm 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=70-12=58mm；K=0.5 h=4。有： 所以安全。（2）中间轴大齿轮键的校核根据 d=40mm， 取： b=12mm h=8mm L=40mm查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=40-12=28mm；K=0.5 h=4。有：所以安全。3、低速轴上键的校核（1）低速轴上齿轮键的校核根据 d=60mm， 取： b=18mm h=11mm L=63mm查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=63-18=45mm； K=0.5 h=5.5 所以安全。（2）低速轴上联轴器键的校核根据d=45mm， 取：b=14mm， h=9mm， L=90mm。工作长度 l=L-b=90-14=76mm； k=0.5h=4.5 所以安全。（六）高速轴轴承寿命的校核这里应该取较大值。当量动载荷取：；C=19.8 kN验算寿命得：即高于预期计算寿命，满足轴承寿命要求。（七）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，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用油润滑，装至规定高