机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器（含全套图纸）.doc

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1、机 械 设 计课程设计说明书(C1)CAD图纸，QQ153893706院 系： xxxxxxxxxxxxx 专业班级： xxxxxxxxxxx 学生姓名：xxxxxxxxxxxx 学 号xxxxxxxxxxxxxx 指导教师： xxxxxxxxxxxx 目录一、设计任务：21、工作情况：已知条件22、原始数据3二、电机的选择31、电动机功率的选择32、电动机转速的选择43、电动机型号的确定4三、计算总传动比及分配各级的传动比51、计算总传动比52、合理分配各级传动比6四、运动参数及动力参数计算61、各轴转速:62、各轴功率：63、各轴输入转矩74、各轴输出转矩7五、传动零件的设计计算71、材料

2、选择齿轮。72、计算高速级齿轮83、计算低速级齿轮10六、轴的效核及计算：131、轴的结构、尺寸设计132、轴的结构、尺寸设计203、轴一的结构、尺寸设计21七、滚动轴承的校核：22八、键的设计和计算231、输入轴与齿轮1联接采用平键联接232、输入轴与联轴器联接采用平键联接233、中间轴与齿轮2配合时244、中间轴与齿轮3配合时24九、减速器结构设计25十、密封和润滑的设计271. 密封272润滑27参考书目28一、设计任务：图1-11、工作情况：已知条件工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35；使用折旧期；8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，

3、半年一次小修；动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；运输带速度容许误差：5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2、原始数据题号参数1运输带工作拉力F/KN1500运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm220表1-1注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。二、电机的选择选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。1、 电动机功率的选择1）工作机所需功率Pw Pw= ，而PdPw/ F-工作机阻力 v-工作机线速度 2）-

4、传动装置总效率，=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的联轴器的传动效率（2个），=0.99（两对联轴器的效率取相等） 。轴承的传动效率 （4对），=0.99（123为减速器的3对轴承），=0.98（4为卷筒的一对轴承） 。齿轮的传动效率（2级）， =0.95（两对齿轮的效率取相等）。 -卷筒的传动效率为0.96。=0.808电机所需的工作功率： Pw= PdPw/=1500*1.1/(1000*0.808)=2.042kw2、电动机转速的选择 由v=1.1m/s 计算滚筒工作转速：=601000x1.1/x220 = 95.49r/min可推算电动机转速范围，即 = （* * ) r/

5、min 其中：电机可选转速范围，r/min;传动装置总传动比的合理范围，二级圆柱齿轮加速器传动比为840所以=（840）95.49=763.923819.6r/min符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min3、电动机型号的确定由表12-12查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为2.2kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适合的电动机型号，因此有三种传动方案：电动机型号额定功率Ped kw电动机转速r/min堵转转矩最大转矩电动机重量N同步转速满载转速额定转矩额定转矩1Y90L-22.2300028402.22

6、.3252Y112M-62.210009402.02.0453Y100L1-42.2150014302.22.334表1-2综合考虑电动机和传动装置，可见第3方案比较合适。因此选择电机型号为Y100L1-4。主要性能如下：电动机型号额定功率Ped kw额定值堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩电流/A转速/（r/min）效率%功率因数(cos )Y100L1-42.25.031 430810.8272.22.3表1-3电动机外形和安装尺寸如图：图1-2中心高H外形尺寸底脚安装尺寸外地脚螺栓孔直径K轴外伸尺寸100380282.5245160140122860三、计算总传动比及分配各

7、级的传动比1、计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为： / =14.982、合理分配各级传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由参考表格得=4.6所以四、 运动参数及动力参数计算1、各轴转速:电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速I n1=1430r/min中间轴II n2=310.87r/min 低速轴III n3= =94.2r/min 卷筒94.2r/min 2、各轴功率：电动机额定功率 P0=2.2Kw 高速I ： =P0*=P0* =2.2*0.99*0.99= 2.156 Kw(= =0.99*0.99=0.98) 中间轴：I

8、I P2=P1=P1*=2.156 *0.95*0.99=2.027Kw (=0.95*0.99=0.94) 低速轴III： P3=P2=P2*=2.027*0.95*0.99=1.900 Kw(= =0.95*0.99=0.94) 卷筒轴： P4=P3*=P3*=1.900*0.98*0.99=1.823 Kw（=0.98*0.99=0.96）3、各轴输入转矩电动机输出转矩=9550=95502.042kw/1 430=13.644、各轴输出转矩I轴=13.090.98=12.83II轴=55.47III轴=57.883.20.94=172.07卷筒轴输入转矩 =*=165.18-轴的输出转

9、矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98。运动动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P kw转矩转速n传动比效率输入输出输入输出电动机轴2.2013.09143010.98I轴2.156 2.11212.8312.5734.6 0.94II轴2.0271.98655.4754.361310.873.30.94III轴1.900 1.862172.07168.62994.210.96卷 筒 轴1.823 1.787165.18161.87994.2表4-1五、传动零件的设计计算1、材料选择齿轮。考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217286HBS。

10、大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197286HBS；由于减速器要求传动平稳，所以拟用圆柱斜齿轮。初选（由教材P142 可选范围在 ）。2、计算高速级齿轮（1）根据教材P133表6.2可得： ，根据P134可得 ， ，。传动比由表查得各数据如下： ， ， ，取则（2）接触疲劳极限由于是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计按教材P138图6.14b可知：，按P140表6.5 可知：。则应力循环次数：（按一年300工作日计算） 又查图可知： 则：取两者中小值取(3)计算小齿轮最小直径，取齿宽系数 (4)确定中心距 就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定。(5)选定模数、齿数、和螺

11、旋角 一般，。初选，则 由标准模数取 ，则 取 则 取 齿数比：与的要求比较，误差为0.65% ，可用。于是 （6）计算齿轮分度圆直径小齿轮 大齿轮 （7）齿轮工作宽度 圆整为大齿轮宽度 取小齿轮宽度b2b285110.78301374.5730.612139.7963540表5-1（8）校核齿轮弯曲疲劳强度根据教材P139图6.15b可知：； ； ；按教材P137 取。 取而，根据、查教材P137表6.4取：，由教材P137取，由教材P143取则所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。3、计算低速级齿轮（1）查取教材可得： ， ， ，； 传动比由表查得各数据如下： ，取。则（2）接

12、触疲劳施用应力查图可知：，。则应力循环次数：（按一年300工作日计算） 又查图可知： 则：取两者中小值取。(3)计算小齿轮最小直径，取齿宽系数 (4)确定中心距 就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定。(5)选定模数、齿数、和螺旋角 一般，。初选，则 由标准模数取 ，则 取 则 取 齿数比：与的要求比较，误差为0.94% ，可用。于是 满足要求。（6）计算齿轮分度圆直径小齿轮 大齿轮 （7）齿轮宽度 圆整大齿轮宽度 取小齿轮宽度 b3b4110210.9425833.350.925169.0736055表5-2（8）校核齿轮弯曲疲劳强度根据教材P139图6.15b可知：； ； ；

13、按教材P137 取。 取而，根据、查教材P137表6.4取：，由教材P137取，由教材P143取所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。所以齿轮的基本参数如下表所示:名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数301372583分度圆直径30.612 139.79650.925166.073齿顶高2233齿根高2.52.53.753.75齿顶圆直径42.704185.29670.432211.568齿根圆直径33.704176.29656.932198.068中心距85110孔孔b齿宽35406055表5-3六、轴的效核及计算：1、轴的结构、尺寸设计（1）、计算轴的最小直径(查表取C=112)轴

14、:最小直径为考虑到联轴器的内径,故最小直径取15 轴:最小直径为考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取21 轴:最小直径为考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取30 （2）联轴器的校核 选材45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查=60MPa，=640MPa, =275MPa,=155MPa ,P=3.55KW, =170.618,=30.4联轴器的计算转距查表10.1 取=1.3，=1.3*170.618=221.8选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器：型号如下HL3联轴器LT6(GB 5014-85)，其工称转距为250,许用转速为3 800轴孔直径：=32,32,35,38,40,4

15、2。 所以确定轴的直径为32mm。初定轴3的结构、尺寸如下图：图6-1为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，取=32右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取,根据轴承端盖的装拆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左端面的距离为45mm，故取该段长为。右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用深沟球轴承。根据，选用6008型轴承，其尺寸为dDB=406815,那么该段的直径为，长度为。右起第四段，由齿轮2的齿轮,再由齿轮端面带箱体内部的距离为10，则可确定第四段为，=50mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为

16、 ,长度取。右起第六段，该段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为163.573mm，齿宽为55mm，按照标准尺寸取，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为。右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样，长度，轴倒角1.0圆角1.2。 3、按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知求转矩：已知求圆周力,根据教材P142式（6.12）得: 求径向力,根据教材P142式（6.12）得: 求轴向力,根据教材P142式（6.12）得： 该两轴承对称水平面内支反力：垂直面内支反力： 作出弯矩图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：总弯距 作出计算弯距图 校核轴的强度对危险界面c进行强度校核（

17、教材P233表11.4查得）故安全。 轴的载荷分布图如下：图6-24、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 从轴与联轴器配合部位到右端第一个轴承部分轴段，虽然有键槽轴肩过度配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以这部分无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最重要，截面和的应力影响相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，只需校核截面左右两侧即可。 （2）截面IV右侧 抗弯截面模量按表11.5中的公式计算：抗扭截面模量：截面IV右侧的弯矩M为： 截面扭距为： 截面上的弯曲应力：截面上的扭转

18、切应力： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，因 ，按教材P23图1.15得 。 又由教材P23查图1.16得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数为查教材P24图1.17得尺寸系数，扭转尺寸系数因轴按磨削加工，得表现质量系数为，轴未经表面强化处理，即=1 ，则得综合系数值为 按教材材料特性系数取 计算安全系数因轴材料为45钢，经调质处理，其机械性能由教材P226表11.1和P233表11.4查得故可知其安全。 （3）截面左侧抗弯截面模量：抗扭截面模量：截面右侧的弯矩M为：截面扭距为： 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力：过盈配合处的值，由手册可知，于是得轴按磨削加工，得表面质量系数为，

19、 故得综合系数为：所以轴在截面左侧的安全系数为故该轴在左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。2、 轴的结构、尺寸设计图6-3轴:最小直径为考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取21 右起第一段，由强度计算出轴的最小直径为21mm,因为主要承受轴向力，则选用深沟球轴承6005,其尺寸为dDB=254712。那么该段轴的尺寸为，。右起第二段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 ,长度取。右起第三段，该段主要安装齿轮。轮齿2根圆直径为135.796mm，齿宽为40mm，按照标准尺寸取，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为。右起第四段，考虑齿轮的轴向定

20、位,定位轴肩，取轴肩的直径为 ,长度取。右起第五段，安装齿轮3。又齿轮的齿根圆直径为45.425mm,齿轮宽为55mm,在满足强度条件下与第三段直径相同,为了保证定位的可靠性，取轴段长度为。3、 轴一的结构、尺寸设计图6-4联轴器的校核 选材45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查=60MPa，=640MPa, =275MPa,=155MPa ,P=3.55KW, ,=15mm。联轴器的计算转距查表10.1 取=1.3，=1.3*12.83=16.68选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器：型号如下HL3联轴器LT6(GB 5014-85)，其工称转距为16,许用转速为7 600r/

21、min, 所以确定轴的直径为20mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，取=12。右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取,根据轴承端盖的装拆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左端面的距离为45mm，故取该段长为。右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用深沟球轴承。根据，选用6005型轴承，其尺寸为dDB=204212,那么该段的直径为，长度为。右起第四段，由齿轮3的齿轮宽度,再由齿轮端面带箱体内部的距离为10，则可确定第四段为，=70mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 ,长度取。右起第六段，该

22、段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为30.112mm，齿宽为35mm，按照标准尺寸取，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为。右起第七段，,右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样，长度，轴倒角1.0圆角1.2。七、滚动轴承的校核：根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行的轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为6008,其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核： 由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：N；，由上面的载荷数据可知，轴承1所受的载荷远大于轴承2所受的力，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。（1） 求比值轴承所受径向

23、力所受的轴向力 它们的比值为根据表6-1,深沟球轴承的最小e值为0.19,故此时。则径向当量动载荷。（2） 计算当量动载荷PP，查表得X1,Y0, 1.0-1.2,取1.1.则P1.1（11381.56+0）1519.72N（3） 验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为轴承寿命：上式中，对于球轴承取3.综上可知所选轴承6008满足要求。 八、键的设计和计算1、输入轴与齿轮1联接采用平键联接 轴径， 查手册P53选用A型平键，得：选择与1中同一型号平键GB/T 1096 键 8725 (A型）故满足强度条件，可取。2、输入轴与联轴器联接采用平键联接 轴径， 查手册P53选用A型平键，得：选择与1中

24、同一型号平键GB/T 1096 键 6632 (A型）故满足强度条件，可取。3、中间轴与齿轮2配合时轴径，查手册P53 GB/T 1096 键 10828(C型）根据教材P77（3.1）式得故满足强度条件，可取。4、中间轴与齿轮3配合时轴径，查手册P53 GB/T 1096 键 10845(C型）根据教材P77（3.1）式得故满足强度条件，可取。5、输出轴与齿轮4采用平键连接轴径，查手册P53 GB/T 1096 键 14945(C型）根据教材P77（3.1）式得故满足强度条件，可取。6、输出轴与联轴器采用平键连接轴径，查手册P53 GB/T 1096 键 10870(C型）根据教材P77（3

25、.1）式得故满足强度条件，可取。九、减速器结构设计 (1)窥视孔和窥视孔盖：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞：减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标：油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器：减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机

26、体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉：机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销：为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片：调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩：在机盖上装有环首螺钉或铸出

27、吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。根据机械设计课程设计指导书P26，得如下表格：名称符号减速器型式及尺寸关系/mm机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度1.512机盖凸缘厚度1.512机座底凸缘厚度2.520地脚螺钉直径0.036a+1215.24 M16地脚螺钉数目a250,n=44轴承旁联接螺栓直径0.7511 取 M12机盖与座联接螺栓直径(0.50.6) 9 M9联接螺栓的间距150200150轴承端盖螺栓直径(0.40.5) 8视孔盖螺钉直径(0.3

28、0.4) 8定位销直径(0.70.8) 8、到外箱壁距离见表422、至凸缘边缘距离见表420轴承旁凸台半径20凸台高度由低速级轴承座外径确，以便于扳手操作为准。50外机壁至轴承座端面距离c1+c2+(812)54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、0.8 0.85=6.4、=6.8轴承端盖外径轴承孔直径90+5.5134轴承端盖凸缘厚度(11.2) 12轴承旁联接螺栓距离S145表9-1十、密封和润滑的设计1. 密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈

29、松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于单列角接触球轴承来说，利用机体内的油润滑，使飞溅的润滑油沿机盖经油沟通过端盖的缺口进入轴承。参考书目1龚溎义主编，机械设计课程设计指导书（第二版），高等教育出版社，1990。2龚溎义主编，机械设计课程设计图册（第三版），高等教育出版社，1989。3吴宗泽、罗圣国主编，机械设计课程设计手册（第三版），高等教育出版社，2006。4杨明忠、朱家诚主