同轴式二级圆柱齿轮减速器设计毕业论文

1、减速器毕业论文 题 目 同轴式二级圆柱 齿轮减速器设计 专 业 机械设计制造及自动化 年 级 学生姓名 指导教师 目 录一、课程设计任务书 11.1 总体布置简图1 1.2已知条件2传动方案的拟定及说明4电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算5轴的设计计算8滚动轴承的选择及计算14键联接的选择及校核计算16连轴器的选择16减速器附件的选择11箱体结构的设计·11润滑与密封18设计小结18参考资料目录18一、 机械设计课程设计任务书（一级标题 宋体小三 段前段后一行在。目录中要出现）题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级斜圆柱齿轮减速器1.1总体布置简图

2、（二级标题，宋体四号 段前段后一行。在目录中要出现） 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器1.2已知条件 1.运输带工作压力 F=6KN； 2.运输带工作速度v=1.3m/s；（允许运输带速度误差为±5%） 3.滚筒的直径D=400mm； 4.滚筒效率j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 5.工作情况 两班制，连续单向运作，载荷焦平稳； 6使用折旧期 8y； 7.工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35； 8.动力来源 电力，三相交流电，电压380/220V; 9.检修间隔 四年一大修，两年一次中修，半年一次小修； 10.制造条件及生产批量 一般机

3、械厂制造，小批量生产；1.3设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算；3. 轴的设计；4. 滚动轴承的选择；5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制；7. 设计计算说明书的编写；1.4设计任务2 减速器总装配图一张（A0或A1）；3 零件工作图1-3张4 设计说明书一份1.5设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明（这个应该是第二章了，下面自己分好第几节第几节，改好格式，然后做好目录）由

4、题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw Pw6kw*1.3m/s=7.8kw2） 电动机的输出功率PdPw/式中1，2，3，4为联轴器，轴承，齿轮传动和卷筒的传动效率。有表9.1可知，1=0.99，2，=0.98，3=0.98，4=0.96=0.9

5、92×0.984×0.982×0.96=0.817所以电动机所需工作功率为Pd= P/=9.55KW 1 电动机转速的选择按表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840,而工作机卷筒的转速为nw=60*1000v/(×400)=63r/min 所以电动机的转速的可选范围为 nd=inw=(840)×63=(5042520)r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min,1500r/min三种。综合考虑电动机喝传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，觉得选用同步转速为1000r/min的

6、电动机。4电动机型号的确定根据电动机的类型，容量和转速，有电机产品目录或有关手册选定电动机型号为 Y160L6，其主要性能如表所示，电动机主要外形和安装尺寸如表所示。 电动机型号额定功率/KW满载转速r/min启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160L6119702.02.0 mm型号HABCDEG×GDGKbb1b2hAABBHAL1Y160L1602542541084211012×837153252551653857031420645二计算传动装置的传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比i由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为

7、：inm/nw=970/63=15.42 分配传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i15.40，取i25，i1=i2=3.92速度偏差为0.5%<5%，所以可行。三各轴转速、输入功率、输入转矩（1）各轴转速轴 =nm=970 轴  626.09/3.92247.4r/min 轴   / 247.4/3.92=63 r/min=63 r/min（2）各轴输入功率×11×0.9910.89kW  ×2×10.89×0.98×0.9810.35

8、kW  ×2×10.35×0.98×0.989.84kW×2×4=2.77×0.98×0.969.55kW（3） 各轴输入转矩 =×× N·m电动机轴的输出转矩=9550 =9550×11/970=108.3 N·m所以: × =108.3×0.99=107.2N·m××2×=107.2×3.92×0.98×0.98=399.5 N·m×

9、××=399.5×3.92×0.98×0.98=1488.5N·mT卷=×1×2=1488.5×0.99×0.98=1444.2 N·m项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷同轴转速（r/min）970970247.46363功率（kW）1110.9810.359.849.55转矩（N·m）108.3107.2399.51488.51444.2传动比113.923.921效率10.990.950.950.97传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；

10、选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z279的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角14°1 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.75，20.86，则121.61（5） 由表106查得材料的弹性影响系数

11、ZE189.8Mpa0.5（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×970×1×（2×8×300×8）2.23488×109 N2N1/i5.7012244×108（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.90×600MPa540MPa H

12、20.95×550MPa522.5MPa 取 H522.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=91.99（2） 计算圆周速度v=1.19m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1×91.99mm=91.99mmmnt=4.46mmh=2.25mnt=2.25×4.66mm=10.04mmb/h=91.99/10.04=9.16（4） 计算纵向重合度=0.138dz1tan=0.318×1×tan14×20=1.586（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.19m/s,8级精度，由

13、图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42由表1013查得KF=1.35由表103查得KH=KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1×1.11×1.4×1.42=2.21（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1= mm=102.45mm（7） 计算模数mn mn =102.45cos14°/20mm=4.97mm按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn3） 确

14、定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.11×1.4×1.35=2.10（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.586，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0。88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=79/cos14=86.48（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.724；YFa2=2.207（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.779 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa，大齿轮的弯曲强度极限FE2=380

15、Mpa;由图10-18取弯曲疲寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.95，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得：F1= KFN1FE1/S = 0.90×500/1.4Mpa =321.43Mpa F2= KFN2FE2/S =380×0.95/1.4Mpa =257.86 Mpa6）计算大、小齿轮的并加以比较=2.724×1.569/321.43=0.0133=2.207×1.777/257.86=0.0152 大齿轮的数值大。7）设计计算mn=3.2mm 4.几何尺寸计算1） 计算中心距对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn

16、小于由齿根弯曲疲劳想到计算的法面模数，取mn=3.5，可以满足强度要求，为了同时满足接触疲劳强度，需取安接触疲劳强度计算的到的分度圆直径d1=102.45mm来计算应有的齿数a=250.69mma圆整后取251mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=141630”3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=101.12mmd2=400.88mm4) 计算齿轮宽度 b=dd1 =1×101.13mm=101.13mm5) 结构设计参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1 初步确定轴的最小直径d=34.2mm2 求作用在齿轮上的受力Ft1=899NFr1=Ft=3

17、37NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30309，故取直径为35mm。ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为54mm。iii. III-IV段轴肩,直径65mmiv. IV-段为小齿轮，直径60mm。v. V-段分隔两齿轮，直径为55mm。vi. -段安装大齿轮，直径为50mm。vii. -段安装套筒和轴承，直径为45mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2. II-I

18、II段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。III-IV段轴肩10mm3. IV-段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度减去2mm,为108mm。4. V-段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5. -段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为105mm。6. -长度为44mm。1 求轴上的载荷 66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N2 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大

19、，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面IV右侧的 截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理，所以，。（2P355表15-1）a) 综合系数的计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，（2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，（2P37附图3-1）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（2P37附图3-2）（2P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（2P40附图3-4）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，c) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。I轴：1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=

20、337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以

21、该段直径选为46mm。i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2） 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f) 该段由联轴

22、器孔长决定为42mm1 按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。III轴1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径607075877970长度105113.758399.533.252 求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合滚动轴承的选择及计算I

23、轴：1 求两轴承受到的径向载荷5、 轴承30206的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核II轴：6、 轴承30307的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核III轴：7、 轴承32214的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算代

24、号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（N·m）极限应力（MPa）高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.012×8×80（单头）4068439.87.32中间轴12×8×70（单头）4058419141.2低速轴20×12×80（单头）75606925.268.518×11×110（单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、 高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）三、 第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选用