展开式二级圆柱齿轮减速器—课程设计论文.doc

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1、学号: 102903054111内蒙古民族大学机械设计课程设计计算说明书题目： 展开式二级圆柱齿轮减速器 学院： 机械工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 年级： 10机制1班 姓名： 孙傲 指导教师： 王利华 完成日期： 2013.6. - 35 -目录一、 设计任务书 1二、 传动方案的拟定 1三、 电动机的选择 1一、电动机类型的选择二、电动机功率的选择三、电动机的转速的选择四、电动机型号的确定四、 主要参数的计算 2一、确定总传动比和各级传动比的分配二、传动装置的运动和动力参数计算五、 减速器传动零件设计计算 4（一）、 高速级（级）齿轮（二）、低速级（级）齿轮六、 轴、键及轴承的

2、设计计算 13一、 高速轴（I轴）及轴上键、轴承的设计二、 中间轴（II轴）及轴上键、轴承的设计三、 低速轴（III轴）及轴上键、轴承的设计七、 润滑与密封的设计 31八、 箱体的设计 32一、 润滑方式、润滑油的选择二、 密封方式的选择参考文献 34一、 设计任务书一、设计题目： 展开式二级圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动装置中）二、 原始数据：输送带的工作拉力：。输送带的速度：v = 0.75m/s。卷筒的直径：D = 310mm。三、工作条件：两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，使用期限为10年，小批量生产；允许输送带速度误差为；生产条件是中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮

3、；动力来源是三相交流电（220V380V）。四、设计工作量： 1、绘制减速器装配图1张(A0或A1)。 2、绘制减速器零件图12张。 3、编写设计说明书1份。五、设计要求： 1、各设计阶段完成后方可进行下一阶段的设计。 2、在指定的教室内进行设计。二、传动方案的拟定为确定传动方案，根据已知条件计算的工作机滚筒的转速为：三、电动机的选择一、电动机类型的选择因其动力源为三相交流电（220V/380V），单向运转，由此选用Y系列三相异步电机。二、电动机功率的选择工作机所需的有效功率为:Pw=Fv/1000=40000.75/1000KW=3KW为计算电动机所需的功率，先要确定从电动机到工作机之间的总

4、效率，设、分别为：弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、卷筒的效率。查表2-2得：=0.99，=0.97，=0.99，=0.96。则传动装置的总效率为:=0.990.970.990.96=0.859电动机所需功率为：Pd=Pw/=3/0.859 KW= 3.49 KW电动机的额定功率应大于电动机的所需功率， 。查表16-1选用的电动机的额定功率为4KW。三、电动机的转速的选择选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。四、电动机型号的确定根据电动机所需功率和转速，由表16-1知电动机的型号为：Y132M1与Y112-M。由于Y132M1的转速较低，价格低，

5、外部尺寸小，并且总传比也不是很大，故采用该类型的电动机，该电动机的参数数据如下表：表1电动机型号额定功率/KW同步转速(r/min)满载转速(r/min)Y132M141000960该电动机中心高H=132mm，轴外伸周径38mm，轴外伸长度80 mm。四、齿轮主要参数的计算一、确定总传动比和各级传动比的分配： 传动装置的总传动比：=（1.11.5），=,取=（其中、分别为高速级和低速级的传动比）。高速级齿轮传动比为=5.923，低速级齿轮传动比为=3.504。二、传动装置的运动和动力参数计算：1、各轴转速计算：2、各轴的输入功率计算：3、各轴的输入转矩计算：将上述结果列于下表（表1），便于查

6、用表1 各轴运动和动力参数汇总表轴号转速（r/min）输入功率（KW）转矩（）传动比电动机轴9603.4934.7111轴9603，4634.4212轴162.083.32195.625.9233轴46.263.19658.553.504工作机轴46.263.03625.521五、减速器传动零件设计一、减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（一）、高速级（级）齿轮1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数。（1）由于斜齿传动平稳，冲击震动噪声小，故选用斜齿圆柱齿轮。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。（3）材料的选择：查表10-1选小齿轮材料为45Cr（调质

7、），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为190HBS。（4）初选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数，取。（5）选取螺旋角：初选螺旋角。2、按齿面接触强度设计 按计算式计算：（1） 确定公式内的各计算数值。 试选取。 由图10-30选取区域系数。 查表2知小齿轮传递的转矩。 由表10-7选取齿宽系数。 由表10-6查得材料的弹性影响系数 由图10-26查得，。则 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 由式10-13计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数， 计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数。由式10-12得：则许用接触应

8、力为：（2） 计算 试计算小齿轮分度圆半径，由计算式得： 计算圆周速度: 计算齿宽及模数。 计算纵向重合度: 计算载荷系数。根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数。查表10-2查得使用系数。由表10-3查得齿间载荷分配系数。由表10-4的差值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时。由， 查图10-13得。故载荷系数： 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。由式10-10a 计算模数。3、按齿根弯曲强度设计。 由式10-17得弯曲强度设计式：（1） 确定计算参数。 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取弯曲疲劳寿命系数；。 计算弯曲疲

9、劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得： 计算载荷系数 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。 计算当量齿数。 查取齿形系数。查表10-5的；。 查取应力校正系数。由表10-5查得；。 计算大小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大。（2） 设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数。为同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：取，则，取。4、几何尺寸计算。 计

10、算中心距：将中心距圆整为142mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角：因值改变不多，故参数等不必修正。3 计算大小齿轮的分度圆直径。4 计算齿轮宽度。 圆整后取；5 结构设计。 小齿轮用实心式，大齿轮因圆齿顶圆直径大于而又小于，故以选用腹板式结构为宜。（二）、低速级（级）齿轮设计1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数。（1）按图示方案第级传动仍选用斜齿圆柱齿轮。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。（3）材料的选择：在同一减速器各级小齿轮（或大齿轮）的材料在没有特殊情况，应选用相同牌号。以减少材料品种和工艺要求。故查表壳选择小齿轮材料为45Cr（调质），

11、硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为190HBS。（4）选小齿轮的齿数z1=24，大齿轮的齿数，取。2、按齿面接触强度设计 按计算式计算：1 确定公式内的各计算数值。试选取。查表2知小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由式10-13计算应力循环次数由图10-19取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数。由式10-12得：2 计算 试计算小齿轮分度圆半径，由计算式得： 计算圆周速度 计算齿宽及模数。计算纵向重合度 计算载荷系数。根据，

12、7级精度，由图10-8查得动载荷系数。查表10-2查得使用系数。由表10-3查得齿间载荷分配系数。由表10-4的差值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时。由， 查图10-13得。故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。由式10-10a 计算模数。3、按齿根弯曲强度设计。 由式10-17得弯曲强度设计式：（3） 确定计算参数。 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取弯曲疲劳寿命系数；。 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得： 计算载荷系数 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数。

13、查取齿形系数。查表10-5的；。 查取应力校正系数。由表10-5查得；。 计算大小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大。（4） 设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数（2.97）大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取可满足弯曲强度，并为同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有： 取，则，取。4、几何尺寸计算。（1）计算中心距a ，圆整后为157mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径。（4）计算齿轮宽度。 圆整后取；（5）结构设计。 小齿轮用实心式，大齿轮因圆齿顶圆直径大于而又小于，故以选用腹板式结构为宜。把各齿轮

14、的主要参数列于下表。便于查看：表2 齿轮参数汇总表级数齿轮编号分度圆直径d/mm齿宽B/mm齿根圆直径齿顶圆直径齿数z模数m螺旋角精度等级I级传动小齿轮141.25036.245.2202.07级大齿轮2242.845237.8246.8118II级传动小齿轮369.497563.3774.62272.57级大齿轮4244.5270238.27249.5295六、轴、键及轴承的设计计算一、中间轴（轴）的设计。1.中间轴的尺寸计算1、查表1得：该轴上的输出功率为，转速为，转矩为。2、求作用于齿轮上的力。 中间轴上小齿轮圆周力：径向力： 轴向力： 中间轴上大齿轮圆周力：径向力： 轴向力： 3、选取

15、材料。 可选轴的材料为45号钢，调质处理。4、初步确定轴的最小直径。 根据表15-3查取，于是： 轴的最小直径显然是安装于轴承处，为了使轴承便于安装，且对于直径的轴，有两个键槽时轴径增加1015，然后将轴径圆整，故取,然后将轴径圆整，故取mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A、F段：选定圆锥滚子轴承30207，尺寸为，则该轴段的直径为35mm，长度待定B段：轴肩高度，取，则该段直径为41mm，取长度为5mm。C段：由于齿轮的直径较小，该段设计成齿轮轴，内径与小齿轮的齿顶圆直径相同，为74.6mm，长度与轮毂宽度相同，为75mm。E段：该段安装大齿轮，选其直径为45mm，长度比轮毂

16、略短，为42mm。D段：取轴肩高度为，则该段直径为52mm，取长度为10mm。取齿轮3左端和高速轴上齿轮右端到箱体内壁的距离为，则齿轮2右端到箱体内壁的距离为10+（50-45）/2=12.5。取轴承距离箱体内壁的距离为，则A段长度为F段长度为列表如下：轴段ABCDEF直径354174.6524535长度26.25575104236.755、轴的结构设计拟定轴上零件的装配草图方案（见下图图1）。图 1（2）把轴部件受空间力系分配到水平面上和铅垂面上。水平面受力分析如图1，有平衡条件得：受力平衡：力矩平衡： 求得：（负号说明方向相反） 做出水平弯矩图（如图1），截面处弯矩：齿轮3截面处弯矩：铅垂

17、面受力分析如图1，有平衡条件得： 受力平衡：力矩平衡：求得： 做出铅垂面方向的弯矩图（图1）.截面左侧处弯矩：截面右侧处弯矩截面右侧处弯矩：截面左侧处弯矩： 根据求合成弯矩，并做出合成弯矩图。截面左侧处：截面右侧处：截面左侧处：截面右侧处： 做出扭矩图（图1）C截面为危险截面，则截面的、及值列于下表10、按弯扭合成应力校核轴的强度。 核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则校核剖面：之前已选定材料为45号钢调质处理，查表15-1得，因为 ，故安全。2.中间轴轴承的选择计算从减速器的寿命考虑，轴承的使用年限为10年（年工作日为300天，两

18、班制） 则轴承的预期寿命 （1）轴承的选择因轴承同时受有径向力和轴向作用力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207（GB/T 297-1944），其主要尺寸如下.型号基本尺寸基本额定动载荷计算系数e30207357218.2515.354.20.37100.41.6（2）计算使用寿命1）计算径向载荷2)计算派生轴向力3）计算轴向力，则轴承1被压紧，轴承2被放松。因此4）计算当量动载荷根据工况，选择，取，则轴承1处的当量载荷，取，则轴承2处的当量载荷5）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，滚子轴承。则轴承的使用

19、寿命所选轴承满足寿命要求。3.中间轴的键联接一般8级精度以上的齿轮有同心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键A型。普通平键的强度校核公式其中，：传递的转矩，k：键与轮毂键槽的接触高度，为键的高度，：键的工作长度，圆头平键，为键的长度，为键的宽度：轴的直径， ：许用挤压应力，钢在轻微冲击时的大齿轮与轴段D间选用键联接，高度h=8mm， k=0.5h=4mm d=42mm 键的强度满足使用要求。二、高速轴（I轴）的设计1. 高速轴的尺寸计算 1、查表1得：该轴上的输出功率为，转速为，转矩为。2、求作用于齿轮上的力。 高速级齿轮的分度圆直径，则作用于高速级齿轮上的圆周力：径

20、向力：轴向力：3、选取材料。 可选轴的材料为45号钢，调质处理。4、初步确定轴的最小直径。 根据表15-3查取，于是： 应设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装联轴器处，为了使所选的轴直径与带轮相配合，对于直径的轴，有一个键槽时轴径增加57， d然后将轴径圆整，故取。联轴器的计算转矩,查表14-1，取,测。5、轴的结构设计拟定轴上零件的装配草图方案（见下图）。高速轴6、根据轴向定位要求，确定各轴的各段直径和长度。A段：安装半联轴器，则该段直径与半联轴器的孔径相同，为25mm，长度比毂孔长度略短，为62mm。B段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，A段右端需制出一轴肩，取B段直径为27mm，长度为。

21、C段：安装圆锥滚子轴承30206，其尺寸为则该轴段直径为30，长度为轴承宽度相同，为17.25mm。D段：为了满足轴承轴向定位的要求，取其直径为35mm，长度待定E段：安装齿轮，因为齿轮的直径较小，该段设计成齿轮轴。则该轴段直径为41.2mm，长度为50mm。G段：直径为30mm，长度待定。F段：取轴肩高度为，则直径为36mm，取长度为5mm。齿轮右端到箱体内壁的距离为，轴承距离箱体内壁的距离为，则G段长度为对照中间轴，可得D段长度为95.5mm列表如下：轴段ABCDEFG直径2527303541.23630长度625017.2595.550530.75（1）做出轴的计算简图（图2） 图 2(

22、2)把轴部件受空间力系分配到水平面上和铅垂面上。水平面受力分析如图3-a，有平衡条件得：受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出水平弯矩图（如图2），截面处弯矩：铅垂面受力分析如图2，有平衡条件得： 受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出铅垂面方向的弯矩图（图2）.截面右侧处弯矩：截面左侧处弯矩： 根据求合成弯矩，并做出合成弯矩图（图2）。截面左侧处： 做出扭矩图（图2）10、按弯扭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矩的截面的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，之前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。则 ，故满足强度条件故安全。2. 高速轴轴承的

23、选择计算（1）轴承的选择高速轴选用30206型圆锥滚子轴承，其参数如下表所示.型号基本尺寸基本额定动载荷计算系数e30206306217.251443.20.37100.41.6（2）计算使用寿命1）计算径向载荷2)计算派生轴向力3）计算轴向力，则轴承1被压紧，轴承2被放松。因此4）计算当量动载荷根据工况，选择，取，则轴承1处的当量载荷：，取，则轴承2处的当量载荷5）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，滚子轴承。则轴承的使用寿命所选轴承满足寿命要求。3. 高速轴的键联接大齿轮与轴段D间选用键联接，高度h=6mm， k=0.5h=3mm d=22mm 键的强度满足使用要求。三、低速轴（

24、III轴）的设计1、查表1得：该轴上的输出功率为，转速为，转矩为。2、求作用于齿轮上的力。 因低速级轴上的大齿轮4与中间轴上的小齿轮3相啮合，故两齿轮所受的力为作用力和反作用力的关系，则大齿轮4上所受的力： 中间轴上小齿轮圆周力：径向力： 轴向力： 3、选取材料。 仍选轴的材料为45号钢，调质处理。4、初步确定轴的最小直径。 根据表15-3查取，于是：由于此段轴有键连接，则 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，初选联轴器型号，联轴器计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-85，选用LX4型弹性柱销联轴器，公称转矩为1

25、250。半联轴器的长度为142mm，孔径为50mm，与轴配合的毂孔长度为142mm。1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示。低速轴2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A段：安装半联轴器，则该段直径与半联轴器的孔径相同，为50mm，长度比毂孔长度略短，为142mmB段： 为了满足半联轴器的轴向定位要求，A段左端需制出一轴肩，取B段直径为52mm，长度为。C段：安装圆锥滚子轴承30211，其尺寸为，则该轴段直径为55mm，长度与轴承宽度相同，为22.75mm。D段：为了满足轴承轴向定位的要求，取其直径为60mm，长度待定。G段：直径为55mm，长度待定。F段：安装齿轮，考虑G段直径，

26、取该段直径76mm，长度比轮毂略短，为71mm。E段：考虑F段直径，取轴肩高度为5mm，则E段直径为70mm，长度取为5mm。齿轮左端到箱体内壁的距离为，轴承距离箱体内壁的距离为，则G段长度为26.25+15=41.25mm对照中间轴，可得D段长度为68mm列表如下：轴段ABCDEFG直径50525560706055长度1425022.756856841.25（5）求轴上载荷如下图所示：（图3）图 3（1）首先根据图做出轴的计算简图（图3）。（2）把轴部件受空间力系分配到水平面上和铅垂面上。水平面受力分析，有平衡条件得：受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出水平弯矩图，F截面处弯矩：铅垂面受力分析

27、，有平衡条件得： 受力平衡：力矩平衡：求得： F截面左侧处弯矩：F截面右侧处弯矩：F 截面处： 做出扭矩图（图9-f）（6）按弯扭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矩的截面的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则之前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。，故满足强度条件。2.低速轴轴承的选择计算（1）轴承的选择高速轴选用30211型圆锥滚子轴承，其参数如下表所示.型号基本尺寸基本额定动载荷计算系数e302157513027.2527.41380.44100.41.5（2）计算使用寿命1）计算径向载荷2)计算派生轴向力3）计算轴向力，则轴承

28、1被压紧，轴承2被放松。因此4）计算当量动载荷根据工况，选择，取X=0.4，Y=1.5 。 则轴承1处的当量载荷，取X=1，Y=0则轴承2处的当量载荷5）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，滚子轴承。则轴承的使用寿命所选轴承满足寿命要求。3.低速轴的键联接（1）联轴器与轴段A间选用键联接，高度h=9mm， k=0.5h=4.5mm d=48mm 键的强度满足使用要求。(2) 齿轮与轴段E间选用键联接，高度h=12mm， k=0.5h=6mm d=68mm 键的强度满足使用要求。七、润滑密封设计查课程设计教材表16-1，齿轮选择全损耗系统用油L-AN22润滑油润滑。由于圆周速度，因而可

29、以利用齿轮溅起的油形成油雾进入轴承飞到箱盖内壁的油汇集到输油沟内，再流入轴承进行润滑。二、 润滑方式、润滑油的选择对于二级圆柱齿轮减速器，因其转速较低，采用油池浸油润滑，齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。查得二级减速的浸油润滑是高速级大齿轮的浸油深度以13个齿高为宜。故轮浸入油的深度取，同时为避免齿轮搅的箱底的沉渣溅起，取齿顶到油底面的距离为，故润滑油的深度，考虑到油飞溅影响润滑油液面的高度，把润滑油的深度修正为。润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB/T 5903-1995）中的L-CKC220进行润滑。轴承采用脂润滑，润滑脂选用通用的锂基润滑脂（GB

30、7324-1991）中的2号润滑脂进行润滑。二、密封方式的选择 密封性是为了保证机盖与几座连接处密封，连接凸缘应该有足够的宽度，连接表面应精创。应其轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。八、箱体结构设计名称符号计算公式结构尺寸/mm箱座（体）壁厚10箱盖壁厚9箱座凸缘厚度13.5箱盖凸缘厚度12箱底座凸缘厚度25箱座上的肋厚10箱盖上的肋厚9轴承盖的外径地脚螺钉直径35016数目6通孔直径20沉头座直径45底座凸缘直径2523连接螺栓轴承连接螺栓直径14箱座箱盖的连接螺栓直径螺栓的间距12连接螺栓的直径10通径直径11沉头座直径22凸缘尺寸1814定位销直径9轴承盖螺钉直径查表视孔盖螺钉直径6

31、吊环螺钉直径查表课程设计手册P13916箱体外壁至轴承座端面的距离50大齿轮顶圆与箱体内壁距离12齿轮端面与箱体内壁的距离14参考文献1 唐增宝，常建娥. 机械设计课程设计，第3版. 武汉：华中科技大学出版社，2006.2 濮良贵，纪名刚. 机械设计，第八版. 北京：高等教育出版社，2006.3 孙恒，陈作摸. 机械原理，第七版. 北京：高等教育出版社，2006.4 刘鸿文. 材料力学I，第4版. 北京：高等教育出版社，2004.5 朱冬梅，胥北澜. 机械制图. 北京：高等教育出版社，2000.6 陆润民. 计算机辅助绘图基础：AutoCAD 2006. 北京：清华大学出版社，2006.7 吴宗泽. 机械设计手册，2版. 北京：化学工业出版社，2003