展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

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1、 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.收获与致谢 5.参考文献 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，特此进行了这次课程设计。 2 设计方案方案：二级减速器 3方案实施 1.传动装置总体设计方案:组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分

2、布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。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。选择二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率=0.886， =为联轴器的效率, 为齿轮传动的效率，为轴承的效率2.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/ 3.05/0.886Kw=3.44 Kw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840，电动机转速的可选范围为nn（840）806403200r/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Y160M18的三相异步电动机，额定功率为4Kw，满载转速720 r

3、/min，同步转速1000r/min。 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N传动装置的传动比同步转速满载转速1Y160M18410007204709 3.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和输入工作机的转速n，可得传动装置总传动比为n/n720/80=9（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。=3.55， =2.544.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 720 r/min720/3.55202.8r/min80 r/min（2）各轴输入功率3.440.993.41kW23.410.980.983.27kW23

4、.270.980.983.14kW各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95503.44/720=45.6 Nm所以: =45.610.99=45.2Nm=45.23.550.980.98=154Nm=1662.540.980.98=376Nm5.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=20高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HB

5、S Z=Z=3.5520=71 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:试选载荷系数=1.3查课本表10-6，查的材料的弹性影响系数 ，由表10-7选取齿宽系数 =1，由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,大齿轮的为 =550MPa 由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =607201（283655）=1.2610hN=N/ =h 查课本10-19图得：K=0.90 K=0.95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:=0.90600=

6、540=0.95550=522.5 3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=49.563mm计算圆周速度计算齿宽b、模数和模数，齿高h=2.25=2.252.478mm=5.58mm=计算载荷系数K使用系数=1根据v=1.87m/s,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.1,直齿轮,由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.42由=8.88 ，K=1.42查图10-13得故KK K K K =11.111.42=1.562按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m4. 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 由图10-20c查得小齿轮

7、的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳系数 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 计算载荷系数K 形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.8 应力校正系数Y1.55 Y1.752计算大、小齿轮的 并加以比较 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=52.691的齿数.于是由:z= 取z=26那么z=3.5526=92.3，取 z

8、=92 几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度圆整后取=60mm ，=52mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算（1） 齿轮材料及热处理 材料：低速级小齿轮用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=20高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=Z=2.5420=50.8，取Z=51 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:试选载荷系数=1.3查课本表10-6，查的材料的弹性影响系数 ，由表10-7选取齿宽系数 =1，由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳

9、强度极限=600MPa,大齿轮的为 =550MPa 由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60202.81（283655）=3.553 hN=N/ =1.399h查课本10-19图得：K=0.92 K=0.94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:=0.92600=552MPa=0.94550=517MPa3.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、模数和模数，齿高h=2.25=2.253.862=8.69mm=计算载荷系数K使用系数=1根据v=0.82m/s,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.05, 直齿轮,由表10

10、-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， K=1.42由=8.89，K=1.42查图10-13得故KK K K K =11.0511.42=1.491按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m4. 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 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳系数 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 计算载荷系数K 形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.8 应力校正系数Y1.55 Y1.703计算大、小齿轮的 并加以比较 设

11、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模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm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=77.234的齿数.于是由: z= 取z=27那么z=2.5427=68.58取z=68 几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度圆整后取=90mm，=81mm6.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，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

12、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=30mm取d2 =40mm , d3 =40mm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,选取选取LH3型弹性柱销联轴器，其公称直径为630，轴孔直径,故取mm,长度L=112mm的弹性柱销联轴器，与轴配合的毂孔长度为. 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

13、出一轴肩,故取-的直径左端用轴端挡圈定位, 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上, 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2基本游隙组 标准精度级的深沟球轴承6208、6209型.DB轴承代号 4080184773620845851952786209 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6209 型轴承定位轴肩高度h=7mm,故取取安装齿轮处的轴段的直径= 52mm，齿轮右端与右轴承之间采用套筒和轴肩挡圈定位。已知齿轮轮毂的宽度为81mm，为了使套筒端面能够可靠的压紧齿

14、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，轴肩高度，故取，则油环处的直径，轴环宽度，取 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方便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 ， 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5. 求轴上的载荷 . 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=3.14KW =80r/min=376Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =204 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,查机械设计课程设计

15、指导书表12.1对于6209型的深沟球轴承,a=9.5mm,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

16、 B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面V和VI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V的应力集中的影响和截面VI的相近,但是截面V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III和IV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VI左右两侧需验证即可. 截面右侧。抗弯系数 抗扭系数 截面VI右侧的弯矩M为 截面VI上的扭矩为 =376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

17、。由课本表15-1查得： 因 经插值后得2.22 =1.50轴性系数为 =0.85K=1+=2.00K=1+（-1）=1.43 由附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数由附图3-4得表面质量系数为综合系数为： 碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=S=S=1.5 所以它是安全的截面VI左侧抗弯系数 抗扭系数 截面左侧的弯矩M为 M=76868.0截面上的扭矩为 =376截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8=3.49 =2.79轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=14.

18、04S7.91=S=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163655=29200小时因为轴承的轴向载荷，所以查表13-5，X=1，Y=0，查表13-6，取求当量动载荷P。P=验算6209轴承的寿命，根据式13-5故符合要求。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=52查表6-1取键的主要尺寸 b=12 h=8 =70 b=16 h=10 =70校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 70-12=5870-16=54键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=4K=0.5h=5由式（

19、6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：12870A GB/T1096-1979键3：161070A 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。减速器的传动件，常采用侵油润油，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

20、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

21、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 定位销：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16地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10

22、视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4262218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42416外机壁至轴承座端面距离=+（812）52大齿轮顶圆与内机壁距离1.212齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚7 7轴承端盖外径+（55.5）80（1轴）90（2轴）100（3轴）轴承端盖凸缘厚度t(11.2) 1010. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34 所以H+=30

23、+34=64，其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国家规定150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。11.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.前面已经求出低速轴的的扭矩查课本,选取所以转矩 3确定型号由机械设计课程设计指导书选取弹性柱销联轴器LH3，其许用转速为5000，允许轴径在，公称转矩为6304. 收获与致谢机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过三周的课程设计使我从各个方面都受

24、到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础通过这次的实践，自己不仅巩固了所学的知识，而且在设计过程中，学会了如何快速正确地画图、查手册等等，为以后的学习工作提供了很好的经验。感谢校方各位指导老师的精心指导。5. 参考文献1机械设计课程设计指导书/宋宝玉主编.-北京：高等教育出版社，2006.82濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版)M.北京：高等教育出版社，2006.53机械设计课程设计图册（第三版）/龚溎义主编.-北京：高等教育出版社，1989.54机械设计手册（新编软件版）2008 23