2级减速机课程设计说明书

1、机械设计基础课程设计设计题目：二级减速器 系 别：机械与运载学院 班 级： 111211 学 号： 姓 名： xxx 指导教师： 吴敬 2012年6月目 录目 录21.课程设计的目的、内容及任务32.传动系统的总体设计42.1 传动装置设计方案42.2 选择电动机42.3 分配传动比52.4 确定传动方案52.5 传动装置的运动和动力参数计算53.减速器传动零件的设计计算74.减速器轴的设计计算105.减速器滚动轴承的选择及校核166.键连接的选择177.联轴器的选择198.减速器箱体及附件设计209.减速器润滑方式及密封种类的选择2210.课程设计小结23参考文献241.课程设计的目的、内容

2、及任务1.1 课程设计的目的 （1）通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力。并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。 （2）学习机械设计的一般方法。掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 （3）进行机械设计基本技能的训练。如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。1.2 内容 （1）确定传动装置的总体设计方案； （2）选择电动机； （3）计算传动装置的运动和动力参数； （4）传动零件、轴的设计计算； （5）轴承、联轴器、润滑、密

3、封和连接件的选择及校核计算； （6）箱体结构及其附件的设计； （7）绘制装配工作图及零件工作图； （8）编写设计计算说明书。1.3主要任务 （1）减速器装配图1张（A1图纸）； （2）零件工作图2张（A2图纸，轴及齿轮）； （3）设计计算说明书1份。2.传动系统的总体设计2.1 传动装置设计方案二级圆柱齿轮减速器(1)工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁，生产小批量。(2)原始数据：滚筒圆周力F=2400N；带速V=1.2m/s；滚筒直径D=280mm；滚筒长度L=600mm。2.2 选择电动机1）电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：平稳、清洁、小批量生产。

4、所以选用三相异步电动机，封闭式结构电压380v.Y系列的电动机。 2) 选择电动机功率： 滚筒所需有效功率：P w=FV/1000=3kw. 传动装置总效率：=齿承4联滚按表2-3取： 齿轮啮合效率：齿=0.98（齿轮精度7级） 滚动轴承效率：承=0.99 连轴器效率：联=0.99 滚筒效率：滚=0.96则传动效率：=齿承4联滚=0.85所需电动机功率：Pm=Pw/=6.92kw查表2-1可选Y系列三相异步电动机Y132S2-2.额定功率为Po=7.5kw;或是选Y系列三相异步电动机Y132M-4.额定功率Po=7.5kw；或是选选Y系列三相异步电动机Y160M-6.额定功率Po=7.5kw。

5、3）确定电动机转数 滚筒转速：Nw=60v/D=60x1.2/x0.28=81.9r/min。 现以同步转速为：3000 r/min、1500 r/min、1000 r/min。三种方案进行比较、由表2-1查得电动机数据，计算出总的传动比，列下表：方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/( r/min)满载转速/(r/min)总传动比1Y132S2-27.53000290032.882Y132M-47.51500144016.333Y160M-67.5100097011.00比较以上方案，选择方案2，电动机型号为Y132M-4，额定功率为7.5KW，同步转速为1500r/min,满载转速为14

6、40 r/min。2.3 分配传动比选定电动机的满载转速no=1440r/min.总传动比i=no/nw=17.58 分配传动比：i =ii i=(1.31.4)i i= 一级传动比：i=4.78 二级传动比：i=3.672.4 确定传动方案因为齿轮传动比在36范围内，两个齿轮的传动比就在936之间，因此滚筒电动机的转速比也为936，所以选择方案2。 选定电动机型号为 Y132M-4，额定功率为7.5KW，同步转速为1500r/min，满载转速为1440r/min，由手册P12表2-2查得电动机中心高H=132nm,外伸轴DE=38mm80mm。2.5 传动装置的运动和动力参数计算1）0轴：即

7、电动机轴。 Po=P=3.5kw. no=1440r/min. To=9.55xP/n=23210N2）轴：即减速器高速轴。 P1=Pox联=3.5x0.99=3.46 kw. n1= No=1440r/min. T1=9.55x10P/n=22940N3）轴：即减速器的中间轴。 P2= P1齿承=3.46x0.98x0.99=3.32kw n2= n1/i=301.25r/min T2=9.55x10P/n=105240N 4）轴：即减速器的低速轴 P3= P2齿承=3.32x0.99x0.98=3.18kw n3= n2/i2=82.08r/min T3=9.55x10P/n=369990

8、N.4）轴：即传动滚筒轴 P4= P3承联=3.18x0.99x0.99=3.11kw n4= n3 =82.08r/min T4=9.55x10P/n=361840N.表1： 各轴运动和动力参数轴序号功率/kw转速r/min转矩KN传动形式传动比效率03.5144023.21联轴器10.993.46144022.94齿轮传动4.780.983.32301.25105.24齿轮传动3.670.983.1882.08369.99联轴器10.993.1182.08361.84滚筒-0.963.减速器传动零件的设计计算3.1第一对啮合齿轮计算：传递功率P=3.46kw.小齿轮转速n=1440r/mi

9、n.传动比i=4.78.两班制，使用年限为8年，th=38400.1） 选择齿轮材料及精度等级：考虑此对齿轮传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮40Cr.调质、齿面硬度240260HBS；大齿轮选用45钢。调质。齿面硬度为 170210HBS。因是减速器用的齿轮.即选7级精度。要求齿面粗超度Ra1.63.2m.2） 按齿面接触疲劳强度设计：因两齿轮均为钢制齿轮，所以得： d176.43确定有关参数如下：（1） 齿数z和齿宽系数d取小齿轮齿数z1=24.则大齿轮齿数z2=i z1=4.78x24=114.9圆整z2=115实际传动比i0=115/24=4.79传动比误差=0.65.可用齿

10、数比 u= i0=4.79由表11.19 取d=1（2） 转矩T1 T1=9.55x106 P/n=49240N.（3） 载荷系数K由表11.10 取K=1（4） 许用接触应力H H= HlimZN/SH 由表11.25查得Hlim1=690MPa Hlim2=560MPa 计算应力循环次数N N1=60n1rth=3.32x109 N2=NL1/i1=7.06x108. 由图11.28查得接触疲劳的寿命系数： ZN1=1.0 ZN2=1.04. 通用齿轮和一般工业齿数，按一般可靠度要求选取安全系数S=1.0。所以计算两轮的许用接触力应力 H1 =Hlim1 ZN1/ S=690MPa H2

11、=Hlim2 ZN2/ S=582.4Mpa 故得 d176.43 =34.45mm 计算模数 m=d1/z1=1.43mm. 由表6-1取标注模数 m=1.5mm.3）胶合齿根弯曲疲劳强度. 由式（11.25）得 F=2KT1YFYS/bm2zF 确定有关系数和参数 （1）分度圆直径 d1=mz1=1.5x24=36mm d2=mz2=1.5x115=172.5mm（2）齿宽 a= =0.4 a=m/2(z1+ z2) =104.25mm 取 b=41.7mm b1=46mm （3）齿形系数 YF 和应力修正系数YS 根据齿数z1=24 z2=115, 由表11.12查得 YF1=2.6 Y

12、S1=1.595 ；YF2=2.16 YS2=1. 82.（4） 许用弯曲应力 F由式得： F= FlimYN/SF由图11.26查得： Flim1=240 MPa Flim2=190 MPa由图11.27查得 ： YN1=1 YN2=1 按一般可靠度选取安全系数 SF=1.3 计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1YN1/SF=184.6Mpa F2=Flim2 YN2/SF=146.15Mpa将求得的各参数代入式（11.25） F1=2KT1YF1Ys1/bm2z1=155MpaF1 F2=2KT1YF2Ys2/bm2z2=28Mpa F2 故齿轮齿根弯曲疲劳强度足够。4）计算齿轮传动的

13、中心距a a=m(z1+z2)/2=104.25mm5）计算齿轮的圆周速度v V=d1n1/60x1000=5.88m/s. 由表11.21可知，可选用7级或8级精度的齿轮，因该对齿轮为机床用。所以选用7级精度合适。 6）计算齿轮各部分尺寸 =20 基圆直径 db1=d1cos=33.84mm db2=d2cos =162.15mm 齿顶高 ha=ha*m=1.5mm 齿根高 hf=(ha*+c*)m=1.875mm 全齿高 h=(2ha*+c*)m=2.813mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha=39mm da2=d2+2ha=175.5mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=32.25m

14、m df2=d2-2hf=168.75mm 表2： 小齿轮参数序号名称单位代号参数1齿数-z1262模数mmm1.53齿顶圆直径mmda1394齿根圆直径mmdf132.55分度圆直径mmd1366齿宽mmb146表3： 大齿轮参数序号名称单位代号参数1齿数-z21152模数mmm1.53齿顶圆直径mmda2175.54齿根圆直径mmdf2168.755分度圆直径mmd2172.56齿宽mmb241.732第二对啮合齿轮计算：传递功率P=3.320kw.小齿轮转速n=301.25r/min.传动比i=3.67.两班制，使用年限为8年，th=38400.3） 选择齿轮材料及精度等级：考虑此对齿轮

15、传递功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮40Cr.调质、齿面硬度240260HBS；大齿轮选用45钢。调质。齿面硬度为 170210HBS。因是减速器用的齿轮.即选7级精度。要求齿面粗超度Ra1.63.2m.4） 按齿面接触疲劳强度设计：因两齿轮均为钢制齿轮，所以得： d176.43确定有关参数如下：（5） 齿数z和齿宽系数d取小齿轮齿数z1=30.则大齿轮齿数z2=i z1=3.67x35=110.1圆整z2=111实际传动比i0=111/30=3.70传动比误差=0.295.可用齿数比 u= i0=3.48由表11.19 取d=1.0（6） 转矩T1 T1=9.55x106 P/n=2

16、24430N.（7） 载荷系数K由表11.10 取K=1.0许用接触应力H H= HlimZN/SH 由表11.25查得Hlim1=700MPa Hlim2=550MPa 计算应力循环次数N N1=60n1rth=7.06x108 N2=NL1/i2=2.03x108. 由图11.28查得接触疲劳的寿命系数： ZN1=1.06 ZN2=1.12. 通用齿轮和一般工业齿数，按一般可靠度要求选取安全系数S=1.0。所以计算两轮的许用接触力应力 H1 =Hlim1 ZN1/ S=742MPa H2 =Hlim2 ZN2/ S=616Mpa 故得 d176.43 =58.611mm 计算模数 m=d1

17、/z1=1.92mm. 由表6-1取标注模数 m=2mm.3）胶合齿根弯曲疲劳强度. 由式（11.25）得 F=2KT1YFYS/bm2zF 确定有关系数和参数 （1）分度圆直径 d1=mz1=2x30=60mm d2=mz2=2x111=222mm（2）齿宽 a= =0.4 a=m/2(z1+ z2) =141mm 取 b=69.7mm b1=75mm （3）齿形系数 YF 和应力修正系数YS 根据齿数z1=35 z2=122, 由表11.12查得 YF1=2.47 YS1=1.65 ；YF2=2.16 YS2=1. 82.（5） 许用弯曲应力 F由式得： F= FlimYN/SF由图11.

18、26查得： Flim1=252 MPa Flim2=190 MPa由图11.27查得 ： YN1=1 YN2=1 按一般可靠度选取安全系数 SF=1.3 计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1YN1/SF=193.8Mpa F2=Flim2 YN2/SF=146.15Mpa将求得的各参数代入式（11.25） F1=2KT1YF1Ys1/bm2z1=192.7MpaF1 F2=2KT1YF2Ys2/bm2z2=588MpaTc=74.61Nm。许用转速n=3300r/minn0=1440r/min。轴孔直径dmin=30mm.dmax=40mm。取减速器d=30mm。取选联轴器轴孔d1=d电=

19、38mm.d2=d=30mm.所以TL6联轴器满足。此段轴的直径和联轴器相等，选TL6型弹性套住销联轴器，其轴孔直径为30mm.和配合部分长度为60mm.故轴端输出直径d=30mm.2）轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配二级减速器中，可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴间定位，右面用套筒轴向固定，轴向固定靠平键和过度配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，轴向则采用过度配合或过盈配合固定。链轮以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，平键联接作轴向固定。做成阶梯型，左轴承从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和链轮依次从右面装到轴上。确定轴各段直径和长度段直径d1=30mm。 初选30

20、206圆锥滚子轴承，其内径为30mm,宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端面与箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑链轮和箱体外壁应有一定距离而定，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故长L1=56mm。段直径d2=32mm。L2=100mm.段直径d3=42mm。长度L3=50mm.段直径d4=30mm.长度L4=32mm5减速器滚动轴承的选择及校核高速轴1）选择30206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.C=4.12x104N2） Lh=16670/n(C/P) =3 P=fpFR fp=1.3 FR=2686.3 N P= fpFR=

21、3492.2 Lh=16670/n(C/P) =19010.71 h 故该对轴承满足预期寿命要求中间轴1）选择30207型深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为17mm.C=5.15x104N2） Lh=16670/n(C/P) =3 P=fpFR fp=1.3 FR=1558.6N P= fpFR=2026.12 Lh=16670/n(C/P) = 878663.36h故该对轴承满足预期寿命要求低速轴1）选择30211型深沟球轴承，其内径为55mm,宽度为21mm.C=8.65x104N2） Lh=16670/n(C/P) =3 P=fpFR fp=1.5 FR=6821.58N P= fpF

22、R=8868.05 Lh=16670/n(C/P) = 177706.09h故该对轴承满足预期寿命要求6.键连接的选择校核低速轴上的键一、d1平键类型和尺寸选择（1）选用A型平键，根据轴径d1=60mm,轮毂宽度为62.8mm，查课本P121得：键的截面尺寸为b=18mm，h=11mm,L=60mm。此键的标记为：键1860GB1096-2003（2）校核挤压强度根据课本P122（8.1）式得 p=4T/dhlp l=L-b=60-18=48mm T=755540Nmm.由表8.2查得挤压应力p=（100120）MPa则 p=4T/dhl=95.4MPap故挤压强度足够2、 d3平键类型和尺寸

23、选择（1）选用A型平键，根据轴径d=50mm查课本P121得：键的截面尺寸为b=14mm.h=9mm.L=70mm。此键的标记为：键1470GB1096-2003（2）校核挤压强度根据课本P122（8.1）式得 p=4T/dhlp l=L-b=70-14=36mm T=Nm.由表8.2查得挤压应力p=（100120）MPa则 p=4T/dhl=99.94MPap 故挤压强度足够。校核中间轴上的键一、d1平键类型和尺寸选择（1）选用A型平键，根据轴径d1=60mm,轮毂宽度为45mm查课本P121得：键的截面尺寸为b=18mm.h=11mm.L=50mm。此键的标记为：键1050GB1096-2

24、003（2）校核挤压强度根据课本P122（8.1）式得 p=4T/dhlp l=L-b=50-18=32mm T=224430N.mm.由表8.2查得挤压应力p=（125150）MPa则 p=4T/dhl=42.5MPap故挤压强度足够由于中间轴是齿轮轴所以只需一个平键。校核高速轴上的键一、d1平键类型和尺寸选择（1）选用A型平键，根据轴径d1=32mm,轮毂宽度为50mm查课本P121得：键的截面尺寸为b=10mm.h=8mm.L=50mm。此键的标记为：键1050GB1096-2003（2）校核挤压强度根据课本P122（8.1）式得 p=4T/dhlp l=L-b=50-10=40mm T

25、=49240N.mm.由表8.2查得挤压应力p=（100120）MPa则 p=4T/dhl=19.23MPap故挤压强度足够由于高速轴是齿轮轴所以只需一个平键。7.联轴器的选择1、确定输出轴链轮按扭转强度估算轴输出端直径，由课本P314表16.2取C=（118-107），则d（118-107）mm=(45.850.66)mm考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=(45.850.66)x1+(35)=47.1753.17mm在该外伸段上安装链轮，这样确定的直径即为链轮轴孔直径为50mm，和配合部分长为65mm，故轴的输出段直径为d=50mm。 1、确定输入轴联轴器根据传动装置的工作条件选用TL型弹

26、性套住销联轴器（GB/T4323-2002）此段轴的直径和长度应和联轴器相符，又因为考虑轴端直径d=（0.8 1.0）d电机=（0.81.0）38=30.438mm。取减速器d=30mm。取选联轴器轴孔d1=d电=38mm.d2=d=30mm.所以TL6联轴器满足。此段轴的直径和联轴器相等。查手册P115表10-48选取TL6型弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为30mm，和轴配合长度为60mm，故轴输出端直径d=30mm8.减速器箱体及附件设计1、减速器箱体箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。二级圆柱齿轮减速器是由灰铸铁铸造的。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体

27、制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱座用普通螺塞联接。轴承旁的联接螺塞应尽量靠近轴承座孔，而轴承座旁的凸台应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为了保证箱体具有足够的刚度，在轴承座附近加支承助。为了保证减速器安置在基座上的稳定性，并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面。参考机械设计课程设计2、 减速器的附件（1）检查孔及其盖板为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙系并向箱体内注入润滑油，应在箱体能直接观查到齿轮啮合部位的位置设置检查孔，其大小应允许手伸入箱内，以便检查齿轮啮合情况。参考机械设计课程设计 （2） 通气器减速器工作时

28、，箱内温度升高，气体膨胀、压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。参考机械设计课程设计（3）轴承盖和密封装置为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴承载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。凸缘式轴承盖利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承比较方便，与嵌入式轴承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不够平整。机械设计课程设计（4）轴承挡油盘轴承干油（润滑脂）润滑时和稀油（润滑油）润滑时的挡油盘的功能和结构都是不同的。轴承

29、稀油润滑时，挡油盘只安装在高速齿轮轴上，以防止齿轮齿侧喷出的热油进入轴承，影响轴承寿命。当齿根圆直径大于轴承座孔径时，不必安装挡油盘。机械设计课程设计（5）定位销为了精确地加工轴承座孔，并保证每次拆装后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承座孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配置定位销。参考机械设计课程设计（6）启箱螺钉为了加强密封效果，在装配时通常于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，往往因胶结紧密使分开困难。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1-2个螺孔，旋入圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。参考机械设计课程设计（7）油面指示器为了检查减速器内油池油面

30、的高度，以保证油池内有适当的油量，一般在箱体便于观察，油面较稳定的部位，装设油面指示器。机械设计课程设计（8）放油螺栓换油时，为了排成污油和清洗剂，应在箱体底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹的螺塞堵住。放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。机械设计课程设计（9）起吊装置当减速器的质量超过25kg时，为了便于搬运，常常在箱体上设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。参考机械设计课程设计表5-1 减速器铸造箱体的结构尺寸 (单位/mm)名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取10mm机盖壁厚10.02a+3=6.06mm8mm,取10mm

31、机座凸缘厚度b1.5=15mm机盖凸缘厚度b11.5=15mm机座底凸缘厚度p2.5=25mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目na2-3m/s时，可采用传动件转动时溅起的油来润滑轴承（简称稀油润滑），润滑油被溅起甩到箱体内壁上后，沿上箱盖面出的坡流进下箱座分箱面上的输油沟内，再经轴承端盖上的导油槽流进轴承。开设导油槽的轴承端盖，轴承盖的密封由毡圈油封形式。根据润滑方式和工作环境条件（清洁）选定轴承端盖的密封型式。10.课程设计小结通过课程设计，复习了本课程研究内容、性质、任务、基本术语，对齿轮传动特点、分类及轴的结构设计，安装次序，轴上零件的

32、定位(轴向，周向)、各段长度与直径、工艺等有了更深的理解。掌握了机械设计基础课程设计的基本步骤：1）总体计算和传动件参数计算 2）轴与轴系零件的设计 3）轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4）装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，使我对机械课程知识进行了系统的回顾。并且能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备参考文献1于晓文主编机械设计课程设计中国计量出版社2010.123陈立德主编机械设计基础高等教育出版社2008.2 F=2400N