课程设计二级圆柱齿轮减速器的设计

1、机械设计课程设计任务书带式输送传动装置（二级圆柱齿轮减速器）的设计班级：11热动2班姓名：*旭学号：00000000指导老师：*兰 *武 *春2013/10/11目 录设计任务书4传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)4电动机的选择计算6传动装置的运动及动力参数的选择和计算7传动零件的设计计算14轴的设计计算17滚动轴承的选择和计算20键联接选择和计算21减速器箱体的设计22联轴器的选择23减速器的润滑方式和密封类型的选择23润滑油牌号的选择和装油量计算23减速器附件的选择与设计24设计小结(体会、优缺点、改进意见)25参考文献26（一）、机械设计课程设计任务书题目：带式输送机传动装置中

2、的二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图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2、工作情况：载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，经常满载，空载起动。3、原始数据1. 运输机工作卷矩T= 750 N·M 2.运输带工作速度V= 0.7m/s3.卷筒直径D= 300 mm工作要求：带速均允许误差±5%，减速器设计寿命均为10年.每年按300天计算, 单班工作制(每天8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4、 设计内容要求：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

3、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）5 设计任务1  减速器总装配图一张；2  输入轴最大齿轮、输出轴最大齿轮 零件图各一张；3  设计说明书一份6 设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算； 第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴承、联轴器、键的校核； 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。三)电动机选择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

4、）系列的电动机。2电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw  PwFv/1000=2*TV/（1000*D）=2*750*0.7/（1000*0.3）=3.5 KW2）  电动机的输出功率PdPw/kW其中：带传动效率：0.96每对滚子轴承的传动效率：0.988级精度圆柱齿轮的传动效率：0.97弹性联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96则总的效率：=0.98PdPw/=3.5/0.80=4.375kW从表22-1中可选出额定功率为4kw的电动机。3电动机转速的选择卷筒轴转速为 n=60×1000v/(D)=60×1000×0.7/(3

5、.14×300)=44.586r/min按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i'=840。故电动机转速的可选范围为：n= i'×n=(8-40) ×44.586=356.691783.44 r/min可见，电动机同步转速可选750r/min、1000r/min和1500r/min三种。根据相同容量的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，如下表：其中总传动比为：。式中-电动机满载转速,r/min；-工作

6、机转速，r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=(1.31.5)i2.表中取i1=1.4×i2;i=i2×i2×1.4.两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比高速i低速i1Y160M1-8475072016.154.7553.3962Y132M1-64100096021.535.493.923Y112M-441500144032.36.724.84电动机型号的确定由表221查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/

7、min。基本符合题目所需的要求。(四)计算总传动比及配各级的传动比1 计算总传动比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：i总nm/nw=960/44.586=21.532 传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调,承载能力接近,两个大齿轮直径接近以便润滑.(浸油深度)i总=i减=i高*i低=nm/nwi减减速器传动比i高减速器内高速级传动比i低减速器内低速级传动比nm电动机满载转速nw工作机转速i高=1.4* i低， i低×i高= i总由上表可得： i高=i1=5.49 ； i低=i2=3.92 。速度偏差为0.2%<5%, ，所以可行。(五)

8、运动参数及动力参数的计算计算步骤计算结果1、计算各轴转速:I轴 n1= nm/1=960r/minII轴 n2= n1/ i高=960/5.49=174.86r/minIII轴 n3=n2/ i低=174.86/3.92=44.61 r/min滚筒 n4=n3=44.61 r/min2)各轴输入功率:电动机轴：Pd=4kw I轴: P I = Pd ×4=4×0.99=3.96kwII轴: P I I= P I ×2×3=3.96×0.98×0.97=3.764kwIII轴:pIII= P I I×2×3=3.37

9、64×0.98×0.97=3.578 kw滚筒:p=pIII×2×4=3.578×0.98×0.99=3.472 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为：I轴 P I = P I ×2=3.96×0.98=3.8808KwII轴 P I I= P II×2=3.764×0.98=3.6887 kWIII轴pIII= P III×2 =3.578×0.98=3.056kw滚筒轴p= p×2 =3.472×0.98=3.403kw3)各轴扭矩电

10、动机轴：Td=9550×Pd/nm=9550×4/960=39.79 (Nm)I轴： TI= 9550×PI/ n1=9550×3.96/960=39.394 (Nm)II轴：TII= 9550×PII/n2=9550×3.764/174.86=205.353 (Nm)III轴：TIII=9550×pIII/n3=9550×3.578/44.61=765.97 (Nm)滚筒：T滚=9550×p滚/ n4=9550×3.472/44.61= 743.277 (Nm)（1）转速nn1=960 r/m

11、in n2=174.86r/min n3=44.61 r/min n4=44.61 r/min2）输出功率pPd=4kwP I=3.8808KwP II=3.6887 kWpIII=3.056kwp=3.403kw（3）扭矩TTd=39.79 (NmTI=39.394(Nm)TII=205.353(Nm)TIII=765.97(Nm)T滚=743.277(Nm)（六）传动零件的设计计算一）、高速级齿轮的设计计算设计参数： P1=3.8808 Kw T1=38.606 Nm；N1=960r/minN2=174.86 r/min；i1=5.49； 1、选择齿轮材料及精度等级因要求结构紧凑，故采用硬

12、齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，,；大齿轮参数也一样。齿轮按8级精度制造。2、按齿根弯曲疲劳强度设计按斜齿轮传动的设计公式可得确定有关参数与系数：1)小齿轮的工作转矩：2)载荷系数K查表10.11取K=1.13)齿数z、螺旋角和齿宽系数因为是硬齿面传动，取Z1=20，则Z2=iZ1=110初选螺旋角=14°。当量齿数ZV为：由表10.13查得齿形系数：YFa12.75， YFa22.285由表10.14查得应力修正系数：YSa11.58 ， YSa21.742由表10.20选取=0.84)许用弯曲应力按表10.10查得：根据书本表11-5得：取=1.25,=1.0;因故要对小齿

13、轮进行弯曲强度计算。法向模数：因为是硬齿面，选大些。由表10.3取5)确定中心距a及螺旋角中心距 ： 取a=100mm.确定螺旋角: 3、校核齿面接触疲劳强度=3.17确定有关系数与参数：1) 齿轮分度圆直径dd1=1.5*20/cosmm=30.77mmd2=1.5*110/cosmm=169.23mm小齿轮齿顶圆: =30.77+2×1.5=33.77mm 大齿轮齿顶圆:=169.23+2×1.5=172.23mm小齿轮齿根圆:=30.77-1.5*2×1.25=27.02mm 大齿轮齿根圆:=169.23-3×1.25=165.48mm2) 齿轮宽

14、度: b 0.8×30.77=24.616mm, 取 b130mm b2=25mm3)齿数比uU=i=5.54）许用接触应力由图10.24查得由表10.12查得弹性系数<，齿面接触疲劳强度校核合格。4、验算齿轮圆周速度vV=m/s5、计算几何尺寸及绘制高速级最大齿轮零件工作图略二）、低速级齿轮的设计计算1、选择材料及许用应力因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，齿面硬度为45，,；大齿轮选用参数一样。根据书本表11-5得：取=1.25,=1.0;根据书本表11-4得:许用应力：2、按齿轮弯曲强度计算由上计算得：P=3.578kW, n=44.61r/mi

15、n, i=3.92齿轮按八级精度制造。取载荷系数K=1.1（书本表10.11）,齿宽系数（书本表11-6）小齿轮的转距： 初选螺旋角： 14°选小齿轮齿数 Z1=20，大齿轮齿数Z2=iZ1=3.92×20=78.4, 取Z2=79。 实际传动比为 i=79/20=3.95，齿数系数 查书本图11-8得,齿形系数: YFa12.75， YFa22.20，查书本图11-9得,齿形系数: YSa11.58 ， YSa21.75因由表10.20选取=0.84)许用弯曲应力根据书本表11-5得：按表10.10查得：取=1.25,=1.0;>故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模

16、数：取因为是硬齿面，选大些。由表10.3取Mn=3.5mm5)确定中心距a中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(20+79)*3.5/2*cos14°= 178.554取a=150mm3、校核齿面接触疲劳强度=3.17确定有关系数与参数：1) 齿轮分度圆直径dd1=3.5*20mm=70mmd2=3.5*79mm=276.5mm小齿轮齿顶圆: =70+2*3.5=77mm 大齿轮齿顶圆:=276.5+2*3.5=283.5mm小齿轮齿根圆:=70-3.5*2*1.25=61.25mm 大齿轮齿根圆:=276.5-3.5*2*1.25=267.75mm2) 齿轮宽度: b 0.8

17、15;70=56mm, 取 b360mm b4=55mm3)齿数比uU=i=3.924）许用接触应力由图10.24查得由表10.12查得弹性系数<，齿面接触疲劳强度校核合格。4、验算齿轮圆周速度vV=m/s由表10.22知选8级精度是合适的。5、计算几何尺寸及绘制高速级最大齿轮零件工作图略结构设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。三）得出画图尺寸数据 表格：高速级齿轮传动的尺寸 低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm名称计算公式结果/mm 模数1.5 模数3.5压力角20°压力角20°螺旋角12.84°螺旋角0°齿数20110齿数2079传

18、动比5.49传动比3.92分度圆直径30.77169.23分度圆直径70276.5齿顶圆直径33.77172.23齿顶圆直径77283.5齿根圆直径27.02165.48齿根圆直径61.25267.75中心距100中心距120齿宽B=b+53025齿宽B3b+5 6156（七）轴的设计计算一）轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：d=Cmm。初算轴径时，若最小直径周段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%至7%，两个键槽时，d增大10%至15%。C值由书本表14.1确定高速轴C=110；中

19、间轴C=115；低速轴C=110高速轴d=C=110*=17.64,因高速轴最小直径处要安装大带轮，设有一个键槽，则：d=d(1+7)=17.64*(1+0.07)=18.876mm, 取整数d=20mm中间轴：d= C=115*=31.99 因中间轴最小直径处要安装滚动轴承，则取为标准值：。低速轴：d=A=110*=47.44mm 因高速轴最小直径处要安装连轴器，设有一个键槽，则：d=d(1+7)=47.44*(1+0.07)= 50.761mm 取为联轴器d=52mm二）轴的结构设计1、中间轴结构设计（1）各轴段直径确定：最小直径，滚动轴承处轴段，。根据表17-6得：角接触轴承选取7206

20、AC,尺寸为d×D×B=30×62×16mm:高速级大齿轮轴段，=40mm：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=50mm：低速级小齿轮轴段=40mm：滚动轴承处轴段，=30mm。（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=55mm。：由高速级大齿轮毂孔宽度B2=25mm确定，=23mm：轴环宽度，=10mm：由低速级小齿轮的毂孔宽度B1=60mm，=57mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=40mm（3）细部结构设计由表14.8可查的：高速大齿轮处取A键：b =12mm.H=8mm低速小齿轮处取A键：b =12mm.H=8mm2、高

21、速轴的结构设计（1）各轴段的直径的确定：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，20mm ：角接触轴承处轴段，=25mm，角接触轴承选取7205AC，其尺寸为d×D×B=25mm×52mm××16mm：齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。=30所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度大于2m/s，角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以=33mm：滚动轴承处轴段，25mm （2）各轴段长度的确定：由连轴器的轴孔宽度L1=30箱体结构、轴承挡圈、装配关系确定=70mm：由角

22、接触轴承型号确定，=30mm：由各级齿轮传动关系决定，=110mm：由轴肩确定，=10mm：由角接触轴承型号确定=30mm（3）细部结构联轴器处键取C型：b×h-L=6mm×6mm-30mm (t=3.5，r=0.160.25)在处采用过盈配合，起到密封作用：角接触轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为参考课程设计查表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径，若a=(0.071)d，a>c，取R2，倒角为C2。3、低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：动轴承处轴段，=55mm。角接触轴承选取7211AC，其尺寸为d×D×T

23、15;B=55mm×100mm×22.75mm×21mm：低速级大齿轮轴段，=60mm：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=70mm：轴环，根据齿轮的轴向地位要求，=63mm：角接触轴承处轴段，=55mm：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，=52mm（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，=42mm：由低速大齿轮的毂孔宽度55，确定=53mm：过度轴段，=10mm：轴环，=50mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=40mm：由箱体结构、轴承端盖、装配关系连轴器的轴孔宽度等确定，=55+82=137mm（3）细部结构设计低速大齿轮处取A键：b

24、 =20mm.H=12mm；联轴器处键取C型：b =16mm.H=10mm齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合. 参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70>d>50 取C2。各轴段的长度各轴段的宽度高速轴安装联轴器的外伸轴段=20=70角接触轴承轴段=25=30高速级小齿轮段=30=110过渡轴段=33=10角接触轴承轴段=25=30中间轴角接触轴承轴段=30=55高速级大齿轮段=40=23过渡轴段=50=10低速级小齿轮段=40=57角接触轴承轴段=30=40低速轴角接触轴承轴段=55=42低速级大齿轮段=60=53过渡轴段=70=10轴环=63=5

25、0角接触轴承轴段=55=30安装联轴器的外伸轴段=52=137（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据=30mm，角接触球轴承选取7206AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=30×62×16mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略1、 先计算轴承1、2的轴向力齿轮2产生的轴向力齿轮2的产生轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =556N所以轴承2为压紧端 =4972.3N2、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=

26、0.68查表得，由表15.12取：=1.4故当量动载荷为：3、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。查手册得则：19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。二）高速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7205AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=25×52×16mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略4、 先计算轴承1、2的轴向力外部

27、轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =403.58N所以轴承2为压紧端 =1624.08N5、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：6、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7211AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=55

28、×100×21mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 所以轴承2为压紧端 7、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68 ； 查表得，故当量动载荷为：8、 验算轴承寿命因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。（九）键联接的选择及校核计算一）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：b&#

29、215;H-L=12mm×8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.250.40mm）；标记：键12×36 GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；低速级小齿轮处取2键：b×H-L=12mm×8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.250.40mm）；标记：键12×40GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度 k=0.5h=0.5

30、5;8=4.0mm;传递的转矩为：T2=134.42N/m;由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质），键联接强度足够。二） 高速轴由于取了齿轮轴所以无需校核三）低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)标记：键12×70 GB/T1096-1979圆头普通平键（C型）；低速齿轮处的键为6键：b×h-L=18mm×11mm-50m（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；标记：键18×63 GB/T

31、1096-1979圆头普通平键（A型）；传递的转矩为：T3=355.95N.m; 由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质）由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。因为d=60mm l=L-b=63-18=45mm;键的接触高度 k=0.5h=0.5×11=5.5mm;，键联接强度足够。(十),减速器机体结构尺寸1、减速器铸造箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸名 称符 号结构尺寸箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度、1 2、1 2、2 0箱座、箱盖上的肋厚 、7、7轴承旁凸台的高度和半径、43、16轴承盖（即轴承座）的外径1

32、06、160地脚螺栓直径与数目 、16、4联接螺栓轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径10螺栓的间距1 6 0箱座、箱盖联接螺栓直径1 0通孔直径1 2沉头孔直径22沉头座直径161 4定位销直径8轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6吊环螺钉直径12箱体外壁至轴承座端面的距离4 2大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1 2齿轮端面与箱体内壁的距离1 2轴承端盖外径160轴承旁联接螺栓距离160(十一) 联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50141985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其工程转矩为630N·m，孔径d=40mm,L=112mm,L1=84mm,许用转速为5000r/min，故使用。标记：HL3联轴器5014-1985 。同理，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输入轴也选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50141985，选用HL4型弹性柱销联轴器，其工程转矩为1250N·m，孔径d=25mm,L=112mm,L1=84mm,许用转速为2800r/min，故使用。标记：HL4联轴器501