二级直齿齿轮减速器设计说明书.doc

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1、一、 前言.3二、 设计任务书.3三、 传动方案的分析和拟定.3四、 电动机的选择.4五、 传动装置运动和动力参数计算5六、 带传动设计计算.6七、 传动零件设计计算.8八、 轴的设计计算.12九、 滚动轴承的选择和计算.17十、 键联接的选择和计算.18十一、 联轴器的选择.19十二、 减速器的润滑方式密封类型的选择20十三、 润滑油牌号的选择和油量计算20十四、 减速器附件的选择与设计21十五、 减速器箱体的设计.21十六、 其他技术说明.23十七、 设计小结.23十八、 参考资料.23一、前言机械设计基础这门课是机械类专业很重要的一门基础课程，我们平时上课是按部就班地按照学，学的比较散，

2、没有真正地联系贯通也没有实际用过，而课程设计将我们学的知识整个联系起来，让我们用自身学到的知识去处理实际问题，也真正贯彻我校 “学以致用” 的校训二、设计任务书1.选择电动机型号；2.选择联轴器的类型和价格；3.设计带传动的及圆柱齿轮减速器；4.绘制圆柱齿轮减速器的装配工作图；5.绘制减速器中2-4个零件工作图；6.编写设计计算说明书。三传动方案的分析和拟定 1. 组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。方案图如下： 1电动机 2V带传动 3展开式双级齿轮减速器4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带四电动机

3、的选择4.1电动机功率Pd的选择电动机功率Pd，设：工作机（卷筒）所需功率PW，卷筒效率W，电机至卷筒轴的传动总效率a（减速器效率）电机需要的功率Pd 计算如下：卷筒的转速工作机卷筒的功率查表取滚动轴承的效率=0.98 齿轮的效率 已知联轴器的效率 大齿轮搅油的效率筒的效率。V带的传动效率查手册取，对于Pd=5.5kW的电动机型号有四种：型号Y132S1-2Y132S-4Y132M2-6Y160M2-8同步转速3000 r/min1500 r/min1000 r/min750 r/min满载转速2900 r/min1440 r/min960 r/min720 r/min4.2电动机转速的选择已

4、知卷筒转速为19.1r/min，V带的传动比的合理范围是i=24二级减速器的总传动比合理范围是ia=825。所以：电动机转速为nd=ian=305.61910 r/min，该范围内的转速有 750 r/min, 1000 r/min, 1500 r/min。方案电动机额定功率Pd（kW）电动机转速r/min电动机重量（kg）参考价格减速器传动比ia型号同步转速满载转速 1Y132S1-25.51500144068242Y132S-45.5100096084163Y160M2-85.575072011912通过比较和计算， 2号方案相对而言，其重量轻，价格便宜，传动比适中，故选2号方案。五、传动

5、装置运动和动力参数计算1总传动比计算和分配各级传动比右上计算得卷筒的工作转速总传动比查课程设计手册p188表13-2得V带传动比合理范围2-4，取V带的传动比i1=3；高速级齿轮传动比i2=5；则低速级齿轮的传动比2.各轴转速的计算n1= =960/3=320 r/minn2= n1 / i2= 320/5=64 r/minn3= n2 / i3=64/3.35=19.1r/min3.各轴功率的计算工作机卷筒的功率低速轴中间轴高速轴V带输入功率4.各轴扭矩的计算将各轴的运动和动力参数列于下表上：轴轴轴转速n/(r/min)32065.45456419.1功率P/(kW)3.9444.2344.

6、545扭矩T/(Nm)135.629631.7521971.585传动比i353.35六带传动设计计算1.计算功率查机械设计基础书表12.6带的工作情况系数Ka=1.2，则 2.选取普通V带型号由Pc=6.6kw，=960r/min，由图12-13确定带选用A型3.选定小带轮和大带轮的基准直径D1、D2查表12-7，取D1=125mm，由式由表12.7，取直径系列值D2=375mm，大带轮转速其绝对误差4.验算带速V在5m/s-25m/s范围内，带速合适5.确定带长和中心距aV带传动的中心距一般可取取a=650mm，得带长由表12-3，选取基准长度L=2000mm。实际中心距在558-1000

7、范围内，故带轮的中心距合适6.验算小带轮的包角a1=7.确定V带的根数z传动比由表12.4查得由表12.3查得由表12.8查得Ka=0.935，由表12.3查得Kl=1.03则8.求压轴力由表12.2查得q=0.10kg/m,得单根张紧力压轴力9.V带轮的宽度V带为A型，由表12.9可知，e=15，f=10带轮宽度带型号功率（kw）大小带轮直径D（mm）带速V（m/s）带长L(m)中心距a（mm）包角a1(rad/s)带根数Z压轴力F（N）宽度B(mm)A6.6D1=125D2=3756.282000594.362.725956.6680七传动零件设计计算7.1高速级齿轮的传动设计计算1.选择

8、齿轮材料级精度等级选取大小齿轮均采用45钢调质正火，取硬度为200HBS,2.确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，而且两齿轮均为齿面硬度HRC为软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式。应现按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲强度校核齿根的弯曲强度。3.按齿面接触疲劳强度设计（1）转矩T1由上表可以读出T1 =135.629Nm(2) 载荷系数K=1.5。（3）齿数z1和齿宽系数在闭式软齿面齿轮传动中，齿轮的承受能力主要决定于齿面接触疲劳强度，齿轮的弯曲强度总是足够的，因此齿数可多些，此处小齿轮的齿数z1取24。则大齿轮的齿数z2= i1z1=120， 因二级斜齿

9、圆柱齿轮为不对称布置，而齿轮表面又是软齿面，可选取齿宽系数=0.4。（4）许用接触应力由教材图10-6c查得，取=1.05。接触疲劳许用应力齿面许用弯曲应力根据教材图10-9c， 查得可取SF=1.35; 4.按齿根弯曲疲劳强度校核根据教材知识所知，若能得出,则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数齿形系数，齿形系数，查表10-8知，根据a=181.71mm，取a=185mm；，取=2.5；=arccos=,b=;取(3)验算齿面接触强度，所以安全。（4）齿轮的圆周速度 8级精度合宜。6.几何尺寸计算小齿轮：模数螺旋角中心距a（mm）齿数Z齿宽BZ1Z2b1b22.513.3518424

10、12074807.2低速级齿轮的传动设计计算1.选择齿轮材料级精度等级选取大小齿轮均采用调质钢感应淬火，取硬度为50HRC,2.按齿面接触疲劳强度设计 ，取；=，取;=900MP;a=212.3mm,取a=220mm;，取=3；=arccos=;b=;取验算齿面接触强度，所以安全。所以8级精度合宜。6.几何尺寸计算小齿轮：模数螺旋角中心距a（mm）齿数Z齿宽BZ1Z2b1b2312.842203511788947.验算运输带的速度八轴的设计计算8.1各轴最小轴径计算（1）选择轴的材料，确定需用应力由前部分计算得知，减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。HBS

11、217-255,（1） 按扭转强度估算轴径（最小直径）根据教材c=118107。C取110；又由式得mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%5%。取；，取；取；8.2轴的结构设计、高速轴设计要求及形状尺寸如下：a 、为了满足各部件的轴向定位要求，需利用轴肩和轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。b、考虑到“1”段轴与带轮连接，根据带轮宽度及最小轴径选择该段轴径为长度为；c、为了带轮、轴承的轴向定位，制出轴肩如图中“2”、“5”段所示；d、结合轴承的选择及密封要求，设计“3”、“6”段轴尺寸如下图；e、为防止应力集中，各截面突变处应制成圆角；f、轴的形状及尺寸如下

12、图所示：、中间轴设计要求及形状尺寸如下：a、根据轴承的轴向定位及密封要求，设计中间轴A、E段轴的形状和尺寸如下图所示；b、结合有键处轴的强度、尺寸要求及设计的齿轮宽度，设计下图B、D段轴；c、为了齿轮的轴向定位，需设有轴肩，如图；f、中间轴的最终形状和尺寸如下图：g、为防止应力集中，各截面突变处应制成圆角；、低速轴设计要求及形状尺寸如下：a、考虑到轴承的轴向定位及密封圈和垫圈的宽度，设计低速轴“a”段轴的长度及直径如下图；b、结合有键处轴的强度、尺寸要求及齿轮宽度，设计“b”段轴的直径长度；c、结合中间轴上齿轮的宽度，设计低速轴“d”段尺寸如下；e、考虑到轴承的相关数据及轴向定位和密封，需要轴

13、肩，尺寸如下；f、为了联轴器的轴向定位，设计下图“f”段轴；g、低速轴尾端欲联轴器相连，需要键槽，考虑到定位、强轴和键的强度，设计“g”段轴直径长度；h、为防止应力集中，各截面突变处应制成圆角；i、低速轴形状和尺寸如下图：低速轴的结构如图所示。(1)各轴段直径的确定d31：最小直径，和联轴器相连d31=d1min=62mmd32：密封处轴段，d32= d31 +2a，a为轴肩高度，通常a（0.070.1）d，得d32在64左右，此处取d32=59mm,以便于下一步轴承的选取。d33：d33= d32+15 mm，此处安装轴承，由设计手则选取d33=70 mmd34：此段起过渡作用d34= d3

14、3+15 mm,此处取80mmd35：d35 =d34+15 mm应与齿轮相配取d35=94mmd36：此处安装轴承，所以d36=d33=70mm(2)各轴段长度确定l 31：由Y联轴器长度可以选得l 31 =120mml32：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定l32=32mml33：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定l33=50mml34：由装配关系，箱体结构等确定l34=90mml35：由齿轮位置关系等确定l35=10mml36：由齿轮宽度确定l36=82mml37：由箱体结构、装配关系滚动轴承、挡油盘等关系确定l37=56mm7.2.2低速轴弯扭组合强度校核作用在齿轮上的圆周力： 径向

15、力： 则求垂直面的支反力：NN计算垂直弯矩：NM NM求水平面的支承力计算、绘制水平面弯矩图： NMNM求合成弯矩图： NM求危险截面当量弯矩：由图可知，C-C处截面最危险，因减速器单项运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。其当量弯矩为： NM计算危险截面处的直径：轴的材料为45钢调质处理，根据教材P342页表16.3查得Mpa，许用弯曲应力，则考虑到键槽的影响，取d=1.0556.57=59.4mm则可以得出，所以轴是安全的。九、滚动轴承的选择和计算根据各轴危险截面处最小轴径，在满足使用寿命的前提下，依据其他各种要求，由参【1】表6-1，选择以下三对滚动轴承。各轴选择的滚动轴

16、承参数见下表：轴轴承代号d（mm）D（mm）B(mm)（KN）（KN）I620630621619.511.5II62105045902035.023.5III6214701252460.845、计算相对轴向载荷12.3Fa/Cor:I轴： II轴： III轴： 、计算系数由参【2】表16.5，利用插值法计算系数：同理， 由上可知， 故由参【2】表16.5查的，径向系数 ，轴向系数则由插值法计算如下： 因为工作平稳，故由参【2】表16.6查得载荷系数由参【2】式16-6 当量动载荷 得： 由参【2】式16-4 （式中，由参【2】表16.4取，对滚动球轴承取） 得， 5年 5年 5年所选轴承寿命足

17、够！十、键联接的选择和计算键型号的选择参数：8级及以上精度的齿轮有定心要求，故选择平键，A型，45钢。根据有键处的轴径大小选择键的参数：1、高速轴与带轮连接处轴径为D1=30mm ，查参【2】表9.10， 参数：b=8,h=7,L=70.强度校核： 键的工作长度由参【2】式9-29 校核，工作平稳，带轮材料为铸铁，故由参【2】表9.11取. 强度足够!2、中间轴与齿轮配合处键的选择与计算轴径D为50mm参数：b=18,h=11,L=63.强度校核： 键的工作长度由参【2】式9-29 校核，工作平稳，齿轮材料为钢，故由参【2】表9.11取. 强度足够!3、低速轴与齿轮及联轴器配合处键的选择与计算

18、有键处的轴径分别为，查参【2】表9.10得“b”和“d”处的键参数如下：b处：b=22,h=14,L=70.d处：b=18,h=11,L=100.强度校核：b处：键的工作长度由参【2】式9-29 校核，工作平稳，齿轮材料为钢，故由参【2】表9.11取. 强度足够!d处：键的工作长度由参【2】式9-29 校核，工作平稳，联轴器材料为钢，故由参【2】表9.11取. 强度足够!十一、联轴器的选择1、类型选择由于工作平稳、转速不高、成本低，且为满足传递较大转矩，结构简单，工作可靠，维护方便，具有一定的对中性，选择凸缘联轴器。2、载荷计算 名义转矩 由参【2】表17.1 知，联轴器工作情况系数K=1.5

19、，则 计算转矩 3、型号选择因为计算转矩小于联轴器公称转矩，转速小于最大转速，即 、，故查参【1】表8-2，综合各种因素，选联轴器的型号为: GY8 土元联轴器 Y71142 GB/T5843-2003. 公称转矩3150N.m。十二、减速器的润滑方式密封类型的选择1、齿轮润滑齿轮采用的是浸油润滑，由于两对齿轮中的大齿轮直径相差不大，且速度也不大，由参【1】表7-2可知，选择耗油系统用油（GB443-1989），油代号为：L-AN32.2、轴承润滑 由于齿轮的圆周速度较小，故采用脂润滑；由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87），润滑脂代号为：L-XA

20、AMHA1.3、密封类型为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部及轴承座，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油环；输入与输出轴外伸端处用毡圈密封。十三、润滑油牌号的选择和油量计算1、润滑油牌号选择由上可知，减速器的润滑油选用耗油系统用油（GB443-1989），油代号为：L-AN32.2、油量计算 以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为二级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400。实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在 齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：（设计值为4

21、5）最低油深： 最高油深： 箱体内壁总长：L=687mm箱体内壁总宽：b=195mm 可见箱体有足够的储油量.十四、减速器附件的选择与设计1、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 、放油螺塞：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

22、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 、起盖螺钉：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.十五、减速器箱体的设计由参【1】表11-1，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10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度1箱

23、座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径M16盖与座联接螺栓直径=（0.50.6）M12连接螺栓的直径=150200180轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8、至外机壁距离见参【1】表11-234、22、18、至凸缘边缘距离见参【1】表11-228、16轴承旁凸台半径R128凸台高度以便于扳手操作为准42外箱壁至轴承座端面距离=+（510）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.212齿轮端面与内机壁距离10箱盖，箱座肋厚 8.5轴承端盖外径+（55.5）D轴承外径115（1轴）125（2轴）17

24、5（3轴）轴承旁联结螺栓距离尽量靠近，以，互不干涉为准，一般取115（1轴）125（2轴）175（3轴）注：1、多级传动时，取低速级中心间距。对圆锥-圆柱齿轮减速器，按圆柱齿轮中心距取。2、焊接箱体的箱壁厚度约为铸造箱体壁厚的0.70.8倍。十六、其他技术说明1.装配前，全部零件用煤油清洗，箱体内不许有杂物物存在。在内壁涂两次不被机油浸蚀的涂料。2.用涂色法检验斑点。齿高接触斑点不小于40%；齿长接触斑点不小于50%。必要时可用研磨或刮后研磨，以便改善接触情况。3.调整轴承时所留轴向间隙如下：高速轴轴承的轴向间隙为0.03-0.08；中间轴轴承的轴向间隙为0.05-0.1；低速轴轴承的轴向间隙

25、为0.1-0.15。4.装配时，剖分面不允许使用任何填料，可涂以密封油漆或水玻璃；表面涂灰色油漆。5.减速器装配好后，箱座内选用机械油N15 GB443-1984，装至规定高度。高速轴以600-1000转/分作空载跑合，以检查各部件工作的灵活性与可靠性；（1）各密封处，接合处不应有漏油、渗油现象；（2）各联接件、紧固件、联接密封可靠，无松动现象；（3）滚动轴承轴向间隙应调整正确，运转时温升不超过20C；（4）齿轮啮合运转时平稳、正常，无冲击震动及过高噪音；6.在空载试验合格的条件下，才允许进行负荷试验。十七、设计小结通过这三周的课程设计，让我明白了纸上得来终觉浅这个道理，设计过程中出现的一系列

26、的问题使我陷入深深地反思，在以后的学习中，要以把学习书本上的知识学好学透为基础，多进行一些像设计一类的实践活动。将学到的东西用到实践当中去，才是我们学习的真正目的。在这三周内老师给了我们巨大的帮助，在此我要向老师表示感谢。当然设计之中依然有许多不足之处，希望大家给予中肯的指正。十八、参考资料参 考 文 献参【1】 吴宗泽 罗圣国 机械设计课程设计手册.第3版.北京：高等教育出版社.2006参【2】 朱家诚 王纯贤 机械设计基础.第1版. 合肥：合肥工业大学出版社.2003参【3】许瑛 机械设计课程设计. 北京：北京大学出版社.2008参【4】 濮良资 机械设计. 北京：高等教育出版社.2007参【5】 机械设计实用手册编委会 机械设计实用手册.第3版.北京：机械工业出版社.200923