二级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、课 程 设 计 说 明 书课程名称： 机械设计 设计题目： 二级齿轮减速器的设计 院 系： 机械工程系 学生姓名： 秦 文 彬 学 号： 7 专业班级： 机械制造设计及其自动化(6)班 指导教师： 朱艳芳 2009年 3 月 1 日课 程 设 计 任 务 书设计题目二级直齿圆柱齿轮减速器学生姓名秦文彬所在院系机械系专业、年级、班机械制造设计极其自动化(6)班设计要求：1. 拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。 2 工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用10年，运输带允许误差5%。 3 知条件：运输带卷筒转速V=1.95m/s; 输送带拉力 F=2700N;

2、滚筒直径 D=360mm.学生应完成的工作： 1. 减速器装配图一张（A1）。 2. 零件工作图两张（A2） 3. 设计说明书一份（60008000字）。参考文献阅读：1机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社。2机械设计课程设计指导书龚义 主编，高等教育出版社。3.机械零件手册周开勤 主编，高等教育出版社4机械设计课程设计图册龚义 主编，高等教育出版社 工作计划： 1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算 （2.5天） 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计（1.5天） 3、 第三阶段： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制（1.5）天 4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书

3、的编写 （4.5）任务下达日期： 2009年 2 月 16 日 任务完成日期： 2009年 3 月 1 日指导教师（签名）： 学生（签名）： 机械设计课程设计说明书 （二级齿轮减速器设计） 摘 要： 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式.它的主要优点是: 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度范围广；传动效率高，=o.92-0.98;工作可靠、使用寿命长；外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动

4、为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度加工效率大提高，从推动了机械传动产品的多样

5、化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。关键词： 二级减速器 齿轮 轴 轴承 键 联轴器 箱体 目 录1.设计背景2.设计方案3.方案实施3.1传动装置总体设计方案3.2电动机的选择3.3确定传动装置的总传动比和分配传动比3.4计算传动装置的运动和动力参数3.5齿轮的设计3.6传动轴承和传动轴的设计3.7滚动轴承的校核计算3.8键的设计和计算3.9箱体结构的设计3.10润滑密封设计3.11联轴器设计4.结论与结果.5.收获与致谢 页码6.参考文献 页码7.附件 1设计背景为了进一步提升学生机械设计的能力，巩固所学专业知识，培养学生设计思想，适应未来工作需要，特

6、此进行了这次课程设计。 2设计方案方案一：一级减速器方案二：二级减速器 3方案实施 1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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V带设置在高速级。 其传动方案如下 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。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。第一级效率：第二级效率：传动装置的总效率：0.9510.9220.876为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮

7、啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/27001.950.866.06kW, 滚筒转速为n=103.5，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，电动机转速的可选范围为nin（840）82.768284136r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定型号为Y132M4的三相异步电动机，额定功率为7.5额定电流7.0A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同

8、步转速满载转速1Y132M-47.51500144047023013.9 中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 83.确定传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n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/103.513.5（2） 分配传动装置传动比式中,分别为高速级和低速级的传动比。根据各原则，查图得高速级传动比为4.3，则/3.234.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 1440 r/min1440/4.3334.

9、88r/min/334.88/3.23=103.68 r/min=103.68 r/min（2）各轴输入功率6.060.995.99kW25.990.980.995.82kW25.820.990.985.65kW24=5.650.990.995.53kW则各轴的输出功率：0.99=5.93 kW0.99=5.76 kW0.99=5.59kW0.99= 5.47 kW各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95506.06/1440=40.20 Nm所以: =40.2010.99=39.79Nm=39.794.30.980.99=166 Nm=1663.230.980.99=520

10、.2Nm=520.20.990.99=509.84 Nm输出转矩：0.99=39.39Nm0.99=164.34 Nm0.99=515Nm0.99=504.74 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴6.0640.2014401轴5.995.9339.7939.3914402轴5.825.76166164.34334.883轴5.655.59520.2515103.684轴5.535.47509.84504.74103.685.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故高速级大小齿

11、轮都选用软齿面渐开线斜齿轮,低速度级先用软齿面渐开线直齿轮.（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=4.324=103.2 取Z=104. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.44 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =6014401（2836510）=5.0510hN=N/ =1.17

12、10h 查课本10-19图得：K=0.90 K=0.98齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.90680=612 =0.98560=548.8 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5105.99/1440=3.9710N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=42.2mm 计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.7=3.825 = =11.02计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根

13、据,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.07,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查课本由图10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=42.2=44.05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 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩39.7kNm 确定齿数z因为是软齿面，故取z24，zi z4.324103.2传动比误差 iuz/ z104

14、/244.33i0.0695，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos1485.43 初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系数Y1.596 Y1.774 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/104）cos141.663arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，

15、则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.826,Y10.79 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，10年，每年工作360天小齿轮应力循环次数N160nkt60144018360284.010大齿轮应力循环次数N2N1/u4.010/4.30.930210查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 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法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面

16、模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm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=42.2来计算应有的齿数.于是由:z=20.47 取z=22那么z=4.322=94.6 几何尺寸计算计算中心距 a=119.58将中心距圆整为120按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=45.36d=193.81计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=20速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮 240H

17、BS z=3.2320=64.6 圆整取z=65. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.3查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45应力循环次数N=60njL=60334.881(2836510)=1.1910 N=3.6210由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.95 K= 1.1 查课本由图10-21d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取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=1.1560/1=616查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8M

18、P选取齿宽系数 T=95.510=95.5105.82/334.88=1.6610N.m =69.222. 计算圆周速度 1.213. 计算齿宽b=d=169.22=69.224. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.253.46=7.785 =69.22/7.785=8.895. 计算载荷系数K由表10-4得K=1.408使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.08 K=1.32 K=K=1故载荷系数K=11.0811.408=1.526. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=69.22计算模数(4). 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）

19、 计算小齿轮传递的转矩166kNm（2） 确定齿数z因为是软齿面，故取z20，zi z3.232064.6传动比误差 iuz/ z65/203.25i0.0325，允许（3） 初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得1（4）载荷系数KKK K K K=11.0811.321.42（5）由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （6） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.82 K=0.86 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法

20、面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，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=72.9来计算应有的齿数.z=29.16 取z=28z=3.2328=90.44 取z=90 初算主要尺寸小齿轮分度圆直径d=zm=282.5=70大齿轮分度圆直径d=zm=902.5=225计算中心距 a=(d+d)/2=(70+225)/2=147.8将中心距圆整为148 计算齿轮宽度圆整后取 6.传动轴承和传动轴的设计.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，

21、即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定d1=18mm取d2 =35mm；d3 =45mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,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,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册输出轴端选取TGLG11型鼓形齿式联轴器其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径 输入轴端选取TL4

22、型弹性套筒销联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径d=20mm,半联轴器的长度L=92mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=42mm. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取初步选择深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取3基本游隙组 标准精度级的深沟球轴承 6305 6306 6311型.DB轴承代号 25621736516305 30721944596306551

23、202976.1100.96311 对于传动轴选取的深沟球轴承其尺寸为的,故;而 .左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得6311型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为70mm,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. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3,取.轴环宽度,取b=10mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(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. 取齿轮距箱体内壁之距离a=10,两圆柱齿轮间的距离c=12.考

24、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=5,已知滚动轴承宽度T=29,至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷 . 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=5.59KW =103.68r/min=520.2Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =225 而 F= F= F圆周力F，径向力F的方向如图示:首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于6311型的深沟球轴承,a=14.5mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 根据轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出截面C是轴的

25、危险截面.现在计算出C处的受载情况如下: 传动轴总体设计结构图: (从动轴) (中间轴) (主动轴) 从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭的截面的强度.根据15-5级上表中的数据,以有轴单向旋转,妞转切应力为脉动循环变应力,取=0.6,轴的计算应力=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截

26、面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面左右两侧需验证即可. 截面右侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=16637.5抗扭系数 =0.2=0.2=33275截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =520.2截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1

27、）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S=13.71=S=1.5 所以它是安全的截面左侧抗弯系数 W=0.1=0.1=19511.2抗扭系数 =0.2=0.2=39022.4截面左侧的弯矩M为 M=.9截面上的扭矩为 =520.2截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 = K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的7、滚动轴承校核计算根据根据条件，轴承预计寿命1636510=58400小时1、计算输入轴承（1）已知n=14

28、40r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N选两轴承为深沟球轴承6305型根据课本得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR258400h预期寿命足够2、计算中间轴轴承（1）已知n=334.88r/min两轴承径向反力：FR1=

29、FR2=500.2N选两轴承为深沟球轴承6306型根据课本得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR258400h预期寿命足够3、计算输出轴承(1)已知n=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选6311型深沟球轴承根据课

30、本得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR248720h此轴承合格8.键的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 d=40 d=58

31、查表6-1取键的主要尺寸 b=12 h=8 =36 b=18 h=11 =63校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-12=2463-18=45键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=4K=0.5h=5.5由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：12836 A GB/T1096-1979键3：181163 A GB/T1096-19799.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.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

32、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40mm为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10，圆角半径为R=3。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，盖板用铸铁制成，用M6紧固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

33、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.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8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓