机械设计课程设计说明书展开式圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计说明书 设计题目： 展开式圆柱轮减齿速器 学院: 机械工程学院 专业:机械设计制造及其自动化 班级：保密 学号：保密 设计人：保密 指导老师：保密 完成日期：2010年7月29号 同济大学目录一、课程设计题目3二、电动机的选择4三传动装置的总传动比及其分配4四计算传动装置的运动和动力参数5五齿轮零件的设计计算6（一）高速级齿轮的设计6（二）低速级齿轮的设计10六轴的设计14（一）高速轴的设计（高速轴轴承寿命的校核）14（二）中间轴的设计（中间轴轴承寿命的校核）18（三）.低速轴的设计（低速轴轴承寿命的校核）26七.键的校核31（一）高速轴上键的校核31（二）中速轴上键的校核32

2、（三）低速轴上键的校核32八润滑与密封30九设计心得35十.参考文献35设计计算说明书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器总体布置简图如下：已知条件：工作情况：工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运转。原始数据：运输带拉力f=2400n，卷筒的直径d=300mm，运输带速度v=1.2m/s，带速允许偏差5%，使用期限为5年，工作制度为一班制。设计内容：一 电动机的选择与运动参数的计算1. 选择电动机（1）电动机类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的y（ip44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。（2）电动机容量a. 卷筒轴的输出功率b. 电动机输

3、出功率传动装置的总效率式中，由表2-4查的：滚筒传动效率，圆柱齿轮传动效率，滚动轴承效率，弹性联轴器，滑动轴承效率则 故 c. 电动机额定功率 由表20-1选取电动机额定功率 （3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。卷筒转速为由表2-1查得单极圆柱齿轮传动比范围， 则电动机转速可选范围为可见同步转速为750r/min，1000r/min和1500r/min的电动机均符合。又由于一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，而1000r/min的电动机传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此选定电动机型号为y132m1-6。2. 计算传

4、动装置总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比（2）分配各级传动比对于展开式两级卧式圆柱齿轮减速器，为使两极的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动比可按下列方法分配：故可取，3. 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，各轴转速为（2）各轴输入功率，即（3）各轴转矩将计算结果汇总列表备用项目电动机轴高速轴1中间轴2低速轴3转速（r/min）96096024676.4功率（kw）43.473.303.14转矩（）39.7934.52128.11392.5传动比13.913.22效率0.990.950.95二. 齿轮的设计计算

5、高速级齿轮传动设计1.选取齿轮精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。（2）精度等级选7级精度（3）初选小齿轮齿数，大齿轮齿数；（4）选取螺旋角。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计由公式（1）确定公式内的各计算数值a. 试选b. 由机械设计教材（西北工业大学编著的第八版，以下省略）图10-30选取区域系数c. 由图10-26查得，则。 d. 小齿轮传递的转矩e. 由表10-7选取齿宽系数。f. 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

6、齿轮的接触疲劳强度极限。g. 计算应力循环次数。h. 由图10-19取接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，由公式得许用接触应力（2）计算a. 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b. 计算圆周速度。c. 计算齿宽b及模数。d. 计算纵向重合度。e. 计算载荷系数k。已知使用系数.25，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，由表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故动载系数f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式得g. 计算模数。3. 按齿根弯曲强度设计由公式（1）确定计算参数a.计算载荷系数。b. 根据纵向重合度，从图10-

7、28中查得螺旋角影响系数，c. 计算当量齿数。d. 查取齿形系数。由表10-5查得，e. 查取应力校正系数。有表10-5查得，1.789f. 计算弯曲疲劳许用应力由图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，取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由公式得g. 计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，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，故，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则4. 几何尺寸计算（1）计算中心距将

8、中心距圆整为117mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变略大，故参数、需要修正。由图10-26查得，则。由图10-30选取区域系数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取；。低速级齿轮传动设计1.选取齿轮精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。（2）精度等级选7级精度（3）初选小齿轮齿数，大齿轮齿数；（4）选取螺旋角。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计由公式（1）确定公式内的各计算数值a. 试选b. 由机械设计教材（西北工业大学编著的第八版，以下省略）图10-3

9、0选取区域系数c. 由图10-26查得，则。 d. 小齿轮传递的转矩e. 由表10-7选取齿宽系数。f. 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。g. 计算应力循环次数。h. 由图10-19取接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，由公式得许用接触应力（2）计算a. 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b. 计算圆周速度。c. 计算齿宽b及模数。d. 计算纵向重合度。e. 计算载荷系数k。已知使用系数.25，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，由表10-4查得；由图10-13查得

10、；由表10-3查得。故动载系数f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式得g. 计算模数。3. 按齿根弯曲强度设计由公式（1）确定计算参数a.计算载荷系数。b. 根据纵向重合度，从图10-28中查得螺旋角影响系数，c. 计算当量齿数。d. 查取齿形系数。由表10-5查得，e. 查取应力校正系数。有表10-5查得，1.772f. 计算弯曲疲劳许用应力由图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，取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由公式得g. 计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度

11、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，故，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则4. 几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为标准中心距159mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变略大，故参数、需要修正。由图10-26查得，则。由图10-30选取区域系数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取；。三 轴的设计高速级轴的设计与计算1.高速轴上的功率、转速和扭矩由上表可知，2求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为；而圆周力，径向力及轴向力的方向下图所示。3.初步确定轴的最小直径

12、 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 高速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查表14-1，考虑到转距变化很小，故取则 按照计算转距应小于联轴器公称转距的条件，查课程设计书表17-4并根据电动机直径为38mm选用lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a. 为了满足半联轴器的轴向定位要求，

13、i-ii轴段右端需制出一轴肩，故取ii-iii段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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i-ii段长度应比略短一些，现取。b. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7208c/ac/b，其尺寸dd=40mm80mm故。右端滚动轴承采用封油盘进行轴向定位。由手册上查得轴承的定位高度,取h=5mm。c. 由于小齿轮与轴连在一起做成齿轮轴，vii-viii段和v-vi段的直径应小于齿轮的齿根

14、圆直径，取,d.至此，已初步确定轴的各段直径和长度。5. 求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t6、按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由公式及上表的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。高速级轴承寿命的校核轴承受力如上图轴受力图所示：查手册知轴承7208c的相关数据如下基本额定载荷/kn|cr: 26.8基本额定载荷/kn|c

15、0r: 20.5求两轴承的计算轴向力轴承派生轴向力，其中，e为判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先初取e=0.4,因此可估算由表13-5进行插值计算，得：，。再计算两次计算的的值相差不大，因此确定，求轴承的当量动载荷由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 x=0.44,y=1.44对轴承2 x=1,y=0轴承受轻震，按表13-6，取验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小计算故所选轴承满足寿命要求中间轴的设计与计算项目电动机轴高速轴1中间轴2低速轴3转速（r/min）96096024676.4功率（kw）43.473.303.14转矩（）3

16、9.7934.52128.11392.5传动比13.913.22效率0.990.950.951.低速轴上的功率、转速和扭矩由上表可知，2求作用在齿轮上的力 因已知低速轴大齿轮的分度圆直径为；而圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示。3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 中间轴的最小直径是安装轴承处轴的直径。4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，并且受力复杂，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求

17、并根据，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30208，其尺寸ddt=40mm80mm19.75mm。b.由于ab、fg是安装轴承处轴的直径,故取；为了保证轴端与轴承端面接近齐平，取。两端采用封油盘进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位高度,取h=5mm。c. 取安装大齿轮处的轴段ef的直径，大齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h5mm,于是。已知齿轮轮毂的宽度为50mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取ef48mm。大齿轮的右端采用封油盘定位，d. 左侧轴承由封油盘定位，封油盘右端顶着轴肩，定位高度取5mm，故e. 取齿轮

18、距箱体内壁距离a=12.轴承距箱体内壁距离s=10mm，已知轴承宽度为t=19.75mm,则至此，已初步确定了轴的各段直径及其长度。5. 求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t6. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由公式及上表的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面由于截面ab，bc，fg不受扭矩作用，而cd，de，ef既受扭矩作用又受弯矩作用，又因为ef段不仅直径小，而

19、且有键槽引起的应力集中，并且从受载情况看ef段受载最大，所以确定ef轴段的e截面为危险截面（2）e截面抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1x443=8518.4mm3抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2x443=17036.8mm3截面e的弯矩m为 截面上的扭矩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。由表15-1查得=640mpa，=275mpa，=155mpa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得 ，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数,；由附图3-3的扭转尺寸系数轴

20、按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按式（3-12）和式（3-12a）得综合系数为 由3-1和3-2的碳钢的特性系数=0.1，=0.05于是，安全系数计算如下s=s=1.5 故e截面安全中间轴轴承寿命的校核查手册知轴承30208的相关数据如下计算系数e: 0.37计算系数y: 1.6基本额定载荷/kn|cr: 59.8求两轴承的计算轴向力由公式知求轴承的当量动载荷对轴承1 x=1,y=0对轴承2 x=0.4,y=1.6轴承受轻震，按表13-6，取验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小计算故所选轴承满足寿命要求低速级轴的设计与计算1.低速轴上的功率、转速和扭矩由上表

21、可知，2求作用在齿轮上的力 因已知低速轴大齿轮的分度圆直径为；而圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示。3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段尺寸如图所示，a. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，并且受力复杂，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，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30209，其尺寸ddt=45mm85mm29.75mm。b.由于12、56是安装轴承处轴的直径,故取；为了保证轴端与轴承端面接

22、近齐平，取。两端采用封油盘进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位高度,取h=5mm。c. 取安装大齿轮处的轴段ef的直径，大齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h5mm,已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取mm。大齿轮的左端采用封油盘定位d. 为了让右侧轴承便于拆卸取e. 取齿轮距箱体内壁距离和轴承距箱体内壁距离取至此，已初步确定了轴的各段直径及其长度载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t5.按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由公式及上表的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取

23、，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。低速级轴承寿命的校核查手册知轴承30209的相关数据如下计算系数e: 0.4计算系数y: 1.5基本额定载荷/kn|cr: 64.2求两轴承的计算轴向力由公式知求轴承的当量动载荷对轴承1 x=0.4,y=1.5对轴承2 x=1,y=0轴承受轻震，按表13-6，取验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小计算故所选轴承满足寿命要求键和联轴器的选择与校核 （一）高速轴上同联轴器配合的健的设计1. 选择连接键的类型和尺寸选择单圆头普通平键。根据d=30mm，查课程设计表14-1，得公称尺寸bh=87mm，键槽由键槽铣刀加

24、工，取键的长度l=56mm。2. 查机械设计表6-2可得，键的工作长度l=l-b/2=56-4=52mm键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm故 该键校核安全取键标记为：键c850gb1096-79（二）中间轴上同高速级大齿轮配合键的设计1 选择键连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，选择普通平键连接根据d=44mm，查课程设计表14-1，得公称尺寸bh=128mm，键槽由键槽铣刀加工，取键的长度l=30mm。2. 查机械设计表6-2可得，键的工作长度l=l-b/2=30-6=24mm键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm故 该键校核安

25、全取键标记为：键c1230gb1096-79（三）低速轴上同低速级大齿轮配合键的设计1 选择键连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，选择普通平键连接根据d=51 mm，查课程设计表14-1，得公称尺寸bh=1610mm，键槽由键槽铣刀加工，取键的长度l=63mm。2. 查机械设计表6-2可得，键的工作长度l=l-b/2=63-8=55mm键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.510mm=5mm故 该键校核安全取键标记为：键c1656gb1096-79（四）低速轴上同联轴器配合键的设计1 选择键连接的类型和尺寸根据d=38mm，查课程设计表14-1，得公称尺寸bh=108m

26、m，键槽由键槽铣刀加工，取键的长度l=70mm。2. 查机械设计表6-2可得，键的工作长度l=l-b/2=70-6=64mm键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm故 该键校核安全取键标记为：键c1070gb096-79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. 机体要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. 箱底加润滑油，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为r=5。4. 对附件设计 a 视孔盖和窥视

27、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。b 油塞：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

28、.e 起盖螺钉：起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆形，以免破坏螺纹.f 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箱座凸缘厚度bb=12箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度加强肋厚m，地脚螺栓直径0.036a+12地脚螺栓数目n相距200300n=6轴承旁联接螺栓直径箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.5-0.6）轴承盖螺栓直径和数目表9-9轴承盖外径表9-9,9-10。箱外壁至轴承座端面距离=+（5-10）48大齿轮顶圆与箱体内壁距