二级圆柱直齿齿轮减速器设计

1、二级圆柱齿轮减速器的设计班 级： 11机械电子工程姓 名： 张 群学 号： 2011100619指导老师： 沈智 罗沛兰日 期： 2013年12月24日目 录一、 设计任务书···································

2、83;······3二、 传动方案的分析与拟定································4三、 电动机的选择计算·······&

3、#183;····························5四、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算················6五、 传动齿轮的

4、设计计算··································7六、 轴的设计计算·············

5、3;························七、 滚动轴承的选择和计算·······················

6、83;······八、 键联接选择和计算·································九 、联轴器的选择·······&

7、#183;·····························十、 减速器箱体的设计··················&#

8、183;···············十一、 减速器附件的选择与设计··························十二、减速器的润滑方式和密封类型的选择··

9、3;··············十三.设计小结··································

10、83;·······十四.参考资料·········································&#

11、183;一、设计任务书I、课程设计(论文)题目：带式输送传动装置（二级圆柱齿轮减速器）的设计II、课程设计(论文)使用的原始资料(数据)及设计技术要求：1、 设计题目：要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。包括：电动机的选择、计算传动装置的运动和动力参数、三角带传动设计、齿轮的设计计算、轴的设计计算、滚动轴承的选择及计算、键联接的选择及校核计算、联轴器的选择、润滑与密封（润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择）2、原始数据：1.运输机工作卷矩T= 660 N·M 2.运输带工作速度V= 0.85m/s3.卷筒直径D= 330mm3、工作要求：带速均允许误差

12、77;5%，减速器设计寿命均为6年.每年按300天计算, 单班工作制(每天10小时)，常温下连续工作，工作载荷轻微振动；电压为380/220V的三相电源III、 工作量1.减速器装配图A0(A1)一张；2.零件图2张（输入轴上较大的齿轮和输出轴上较大的齿轮）；3.设计说明书二、 传动方案的分析与拟定1. 传动装置总体设计方案1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。2）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）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。传动装置简图：三、 电动机的选择计算已知：运输机工作卷矩T= 660 N·M ,运输

13、带工作速度V= 0.85m/s,卷筒直径D= 330mm.则nw=(60x1000v )/D=(60000x0.85)/(3.14x330)=49.2转/min, Pw=(T x nw)/9550w=(660x49.2)/(9550x0.95)=3.58kw效率范围：v=0.96(v带效率) c=0.97(齿轮传动效率按8级精度) z=0.99(滚动轴承效率) l=0.99(弹性联轴器效率) 总 =v·(c·c)·（z·z·z）·l=0.96x0.97x0.97x0.99x0.99x0.99=0.8677电动机功率Pd=Pw/总=3.

14、58/0.8764=4.12 kw又因为额定转速Ped Pd=4.08 kw ,取Ped=5.5kw传动比范围：iv=2(v带)，ir=840(二级圆柱齿轮减速器传动比)i总=iv·ir=16160所以电动机转速范围是：n0=i总·nw=(16160)x49.2=787.27872转/min根据电动机所需功率和转速查表有3种适用的电动机型号，因此有3种传动比方案如下：型号额定功率 KW满载转速r/min启动转矩最大转矩中心H mmY132S-4Y132S1-2Y132M2-65.55.55.5144029009602.22.02.02.32.32.2132132132综合考

15、虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132S-4四、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算1. 确定传动装置的总传动比和分配传动比i总=n0/nw=1440/49.2=29.27取iv=3,则ir=9.757,又ir=i1·i2,i1=(1.21.3)i2,所以i1=3.56,i2=2.74(i1为高速级传动比，i2 为低速级传动比)2. 计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速(r/min)n0=1440 r/minn=n0/iv=480n= n/i1= 134.83 r/minn = n/i2= 49.2 r/

16、min2）各轴输入功率（kW）P0=Ped= 5.5 kWP=P0×v=5.5×0.96=5.28kWP = P×z×c=5.28×0.99×0.97= 5.07 kWP = P ×c·z = 5.07×0.97×0.99= 4.87 kWPw= P ×l·z = 4.87×0.99×0.99= 4.77 kW3）各轴输入扭矩（N.m）T0=9550×Ped/n0=36.476 N.mT=9550×P/n=105.05 N.mT =95

17、50×P/n=359.1 N.mT =9550×P/n=945.3 N.m运动和动力参数结果如下表编号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·m)传动比效率电机轴014405.536.47630.96高速轴4805.28105.053.560.9603中间轴134.835.07359.12.7140.9603低速轴49.24.87945.3滚筒轴w49.24.776600.9801五、 传动零件的设计计算1. V带设计(1)计算功率 根据公式Pc=Ka·Pd.Ka查课本第218页表13-8，取Ka=1.2.则Pc=1.2·5.5=6

18、.6kw(2)选v带型号选取普通V带，由课本图13-15可知，选用A型计算（3）大、小带轮基准直径d1,d2按表13-9取d1>75，取d1=100mmd2=i0(1-£)=3x0.992x100=294mm(4)验算带速V=d1n1/60000=x100x1440/60000=7.356m/s,又5m/s<V<25m/s,故带速合适（5）V带基准长度Ld和中心距a此时实际传动比io实=d2/d1=294/100=2.94ao=1.5(d1+d2)=1.5x394=591mm,取ao=600mm,符合0.7（d1+d2）<ao<2(d1+d2)带长Lo=

19、2ao+/2(d1+d2)+(d2-d1)(d2-d1)/4ao=1834.3mm查表13-2，对A型带选用Ld=2000mm(6)验算小带轮包角11=180°-（d2-d1）×57.3°/a =163.7°120°满足要求(7)V带根数zn1=1440转/min,d1=100mm,查表13-13,得Po=1.32kw,传动比i=d2/d1/(1-£)=3查表13-15,得Po=0.17kw有1=163.7°，查表13-7,得K=0.96查表13-7,得Kl=1.03, 根据公式Z=Pc/(Po+Po)/ KKl=4.48,

20、取Z=5根2高速级齿轮的设计输入功率P=5.28 KW，小齿轮转速n=480r/min 齿数比u=3.56，寿命均为6年.每年按300天计算, 单班工作制(每天10小时)A.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料(1)选用直齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用8级精度；(3)材料选择：选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.56*24=85.44取Z2=86；B.按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d1确定公式内的各计算数值：（1）

21、 试选Kt=1.5（2） 选取区域系数ZH =2.5（3） 查的a1= 0.312, a2=0.682, a=a1+a2=1.0（4）计算小齿轮传递的转矩 T1=9550000P1/n1=105050 N.mm(5)选取齿宽系数d=0.8(6)查表13-7,得Ze=188(7)具表11-5，取SH=1.0,SF=1.25.具表11-1，取H1=Hlim1SH=580/1.0580MpaH2=Hlim2SH=380/1.0=380MpaF1=FE1SF=450/1.25360MpaF2=FE2SF=310/1.25=248 MpaH= H2=380Mpa计算出d1=91.695mm,则模数m=d

22、1/z1=91.7/24=3.82mm,具表4-1，取m=4mm.实际的d1=z1×m=24x4=96mm,d2=z2×m=86x4=344mm齿宽b=dd1=0.8x91.7=73.36,取b2=75mm,b1=80mm.中心距a=（d1+d2）/2=（96+344）/2=220mmC.验算轮齿弯曲强度YFa1=2.76,YSa1=1.48YFa2=2.23,YSa2=1.78F1=2KT1YFa1YSa1/(b2xmxmxz1)=2x1.5x105050x2.76x1.48/(75x4x4x24)=44.7MPa<F1=360MpaF2=F1x YFa2x YSa

23、2/ (YFa1x YSa2)=46 MPa<F2=248Mpa检验安全。D.齿轮的圆周速度V=d1n1/60000=x96x480/60000=2.41m/s对照表11-2可知选用8级精度是合宜的3低速级齿轮的设计输入功率P=5.07 KW，小齿轮转速n=134.83r/min 齿数比u=2.714，寿命均为6年.每年按300天计算, 单班工作制(每天10小时)A.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料(1)选用直齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用8级精度；(3)材料选择：选择小齿轮材料为45（调质），硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，二者材料

24、硬度差为45HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=2.714*24=65.136取Z2=66；B.按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d1确定公式内的各计算数值：(1)试选Kt=1.5(2)选取区域系数ZH =2.5(3)查的a1= 0.456, a2=0.544, a=a1+a2=1.0(4)计算小齿轮传递的转矩 T1=9550000P2/n2=359107.77 N.mm(5)选取齿宽系数d=0.8(6)查表13-7,得Ze=188(7)具表11-5，取SH=1.0,SF=1.25.具表11-1，取H1=Hlim1SH=580/1.0580MpaH2=

25、Hlim2SH=380/1.0=380MpaF1=FE1SF=450/1.25360MpaF2=FE2SF=310/1.25=248 MpaH= H2=380Mpa计算出d1=141.1mm,则模数m=d1/z1=141.1/24=5.88mm,具表4-1，取m=6mm.实际的d1=z1×m=24x6=144mm,d2=z2×m=66x6=396mm齿宽b=dd1=0.8x144.1=112.88,取b2=155mm,b1=120mm.中心距a=（d1+d2）/2=（144+396）/2=270mmC.验算轮齿弯曲强度YFa1=2.76,YSa1=1.48YFa2=2.3,

26、YSa2=1.73F1=2KT1YFa1YSa1/(b2xmxmxz1)=44.29MPa<F1=360MpaF2=F1x YFa2x YSa2/ (YFa1x YSa2)=45.47 MPa<F2=248Mpa检验安全。D.齿轮的圆周速度V=d1n1/60000=x144x134.83/60000=1.016m/s对照表11-2可知选用8级精度是合宜的六、 轴的设计计算1.高速轴：1） 求输出轴上的功率P=5.28 kw，转速n=480r/min，转矩T=105.05N.m2) 作用在齿轮上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=96 mm Ft=2188.54 N 820.95N

27、Fa= Ft *tan=545.66 N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。取=24.46mm又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=26 mm，电动机轴的直径为28mm，整体具有一定的协调性。4）轴的结构设计（1）端盖端面距离带轮端面30 mm；（2）初步选取轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，0组游隙， 7208AC型。（3）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=25mm；（4）又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm；（5）

28、齿轮的宽度为B=75mm，且为齿轮轴；（6）为方便轴承的安装，轴承两端做成阶梯。 （7）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力，角接触球轴承7213AC型参照工作要求并根据d3=65mm 其dxDxB=65x120x23.L3=23mm (8)小齿轮的分度圆直径为96mm,其齿顶圆直径(96+8=104mm)到键槽底部的距离9mm,故I轴上的齿 轮必需和轴做成一体，为齿轮轴，故d5=104mm为齿顶圆直径，d3=d7=65mm，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。则轴的各段直径和长度：d1=20mm d2=48mmn d3=65 mm l3=23mmd4=80mm

29、d5=104mm d6=76mm d7=65mm （9）确定轴上的圆角和倒角尺轴端倒角皆为,圆角半径为1mm2.中间轴：1） 求输出轴上的功率P=5.07 kw，转速n=134.83 r/min，转矩T=359.1 N.m2) 作用在齿轮上的力中速级小齿轮：分度圆直径为144mmFt=4987.5N中速级大齿轮：因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之间的力的大小相等，即 Ft=4987.5N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。取A0=110 =36.85 mm又轴上有1个键槽，轴径增加百分之5，取d=38.69 mm4）轴的结构设计（1）初步

30、选取轴承轴承用7210AC型；（2）又轴承为油润滑，添加挡油环；（3）总长L=262 mm（4）为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60 mm；（5）齿轮轴向采用轴肩与轴环定位,轴肩高度4mm, 取d=4 8mm。(6)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,轴承承受径向力，参照工作要求并根据，d2=40mm ,角接触球轴承7210AC型，其dxDxB=50x90x20, d2=40mmm d3=46mm d4=40mm 3.低速轴1） 求输出轴上的功率P=4.87 kw，转速n=49.2 r/min，转矩T=945.3N.m2) 作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径

31、为d=396mmFt =4774.2N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本表153，取=50.88mm因为轴上有两个键槽，轴颈增加10-15所以dmin=（10+1）* 50.88 = 56 mm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：齿式联轴器。4）轴的结构设计（1）为了半联轴器的轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm.（2）选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，7213AC型。（3）采用轴套进行轴向定位。（4）取安装齿轮处的轴段d=62mm

32、;齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。为了使轴套端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为95mm 。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高5mm,取d=72mm；(5)求轴上的载荷及校验 对于7213AC型角接触球轴承,a=33.5mm,简支梁的轴的支承跨距如下L3=83.1mm ，L2=119.1mmFt=FNH1+FNH2FNH1×L2=FNH2×L3得，FNH1= 5588.243 N，FNH2=3899.137 NMNH= FNH1×L2 =464.38 N·mFr=FNv1+FNv2FNv1×L2=FNv2×L3+MaM

33、a= Fa×D/2=141.93得，FNV1= 1835.3N，FNV2=653.6NMv1=127.5N·mMv2=74.15N·mM1=183.07N·mM2=131.36N·m载荷水平垂直支反力FFNH1=5588.243N FNH2=3899.137 NFNV1= 1835.3NFNV2=653.6N弯矩MH=464.38 N.mMv1=127.5N.mMv2=74.15N.m总弯矩M1=183.07 N.mM2=131.36 N.m扭矩TT=945.3 N.m轴的载荷分析图按弯曲扭转合成应力校核轴的强度=7.69MPa选轴材料为45钢

34、，调质处理。查表15-1得=60MPa 此轴安全(6)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,轴承承受径向力，参照工作要求并根据，d2=62mm ,角接触球轴承7213AC型，其dxDxB=65x120x23,d1=58mm L1=140mmd2=62mmm L2=119.1mmd3=66mm L3=83.1mmd4=70mm L4=120mmd5=80mm L5=10mmd6=76mm L6=120mmd7=66mm L7=40mm七、 滚动轴承的选择和计算减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度BdaminDamaxramax高速轴7208AC40

35、801847731中间轴7210AC50902057831低速轴7213AC6512023741111.5输出轴轴承计算角接触球轴承7213AC的=25°,其基本额定动载荷C=53.8kN,基本额定静载荷C0=46.0kN预期寿命=3×300×8=7200 h1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fd内部轴向力:Fd1=0.68Fr1 =2152.58N Fd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因为Fae+Fd2>Fd1所以被“压紧”的轴承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N被“放松”的轴承2 Fa2=Fd2=787.44N 2

36、) 当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用7213AC， 由于有轻微震动，取,Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5 取X=0.41,Y=0.87P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.19NFa2/Fr2=e,取X=1,Y=0P2=fp(XFr2+YFa2)= 1158.0N取Pmax=3985.19N3）验算轴承寿命因为>，所以按轴承1的受力大小验算L>>Lh所选轴承可满足寿命要求.八、 键联接选择和计算1高速轴带轮的键联接根据d =26 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=8×7，L=32 mm2中间轴齿轮的键联接根据d小=40 m

37、m，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=12×8，L=25mm根据d大=44 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=14×9，L=50mm3低速轴齿轮的键联接（1） 选择类型及尺寸根据d =62 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=20×12，L= 80mm（2）键的强度校核a. 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 80-20=60 mmk = 0.5h =6 mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaT=945.3N.mp =101.6 <

38、 p键安全合格4.低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =56mm，查机械课程设计手册，选用C型，b×h=16×10 , L=70mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2=66 mmk = 0.5*h =5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaT=945.3 N.mp =102.3<p键安全合格九 、联轴器的选择1.类型选择.选取联轴器的型号：齿式联轴器十、 减速器箱体的设计采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小

39、，铸造工艺性好，但外形较复杂。箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚=10mm箱盖壁厚11=10mm箱体凸缘厚度b，b1，b2箱座b=1.5*=15mm箱盖b1=1.5*=15mm箱底座b2=2.5*=25mm肋厚m，m1箱座m=0.85*=8mm箱盖m=0.85*=8mm地脚螺钉直径df0.036*a+12=21.08mm 取M22地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75*df=18 mm 取M20箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)* df取M10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）*df 取M8窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4)*df 取 M10定位

40、销直径dd=（0.70.8）*d2=10 mmdf、d1、d2至箱壁外距离C1df: C1=30mmd1: C1=30mmd2: C1=30mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2df: C2=26mmd1：C2=26mmd2: C2=26mm轴承旁凸台高度半径R1R1= C2=26mm箱体外壁至轴承座端面的距离l1l1=C1+C2+(510)=66 mm大齿轮顶圆至箱体内壁的距离11.2取18 mm齿轮端面至箱体内壁的距离2>取15mm轴承端盖外径+（55.5）*120（1轴）140（2轴）176（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）140（2轴）176（3轴）十一、 减速器附件的选择与设

41、计a）窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜;窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。b)通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选M22.油面指示器用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。油标尺选用M22 c)放油孔和油塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M22 d)起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。示意图: e)定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间