一级圆柱齿轮减速器设计

1、 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 铜陵学院DEFORM课程论文(设计) 论文题目：一级圆柱齿轮减速器的设计姓 名： 陈 伟 学 号： 0910121007 系 别： 机械工程系 专 业： 材 控 指导老师： 张 金 标 铜陵学院2012 年 4 月 目 录摘要-2第一部分 传动方案的拟定-3第二部分 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算-3第三部分 传动零件的设计计算-5 第四部分 主要尺寸及数据-12第五部分 润滑油及润滑方式的选择-13第六部分 轴的设计及校核-13结论-29参考文献-29摘 要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工

2、科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算， 机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及零件图，编写计算说明书。关键词：减速器 机械设计 带式运输机

3、计算及说明结果 第一部分 传动方案的拟定 一、传动方案1、 电动机直接由联轴器与减速器连接2、 减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器3、 方案简图如下：原始数据如下表1-1：带拉力F（N）带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）16601.69460第二部分 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 一、电动机的选择1、选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 2、选择电动机的容量 ：电动机至运输带的传动总效率。 分别是联轴器、轴承、齿轮、卷筒的传动效率分别取=0.99、=0.98、=0.97、=0.96有电动机至运输带的传动总效率为： 所以 3

4、、 确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为 按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 ，故电动机转速的可选范围，符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000r/min.根据容量和转速，有指导书查出 取型号：Y132M2-6 二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 电动机型号为Y132M2-6 1、 总传动比 2、 分配传动装置传动比 有公式 求得、三、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 轴一 轴二 轴三 2、 各轴输入功率轴一 轴二 轴三 卷筒轴 3、 各轴输入转矩电动机输出转矩 轴一 轴二 轴三 卷筒轴输入转矩 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.9

5、8 运动和动力参数计算结果整理与下 轴名效率P(KW)转矩T(NM)转速n（r/min）输入输出输入输出电机轴3.4234.02960轴13.393.3233.6833960轴23.183.12137.35134.60223.78轴33.022.96415.20406.970.37卷筒轴2.932.87402.82394.7770.37第三部分 传动零件的设计计算一、 高速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（

6、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。 4)、选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 2） 计算小齿轮传递的转矩 3） 由表10-7选取齿宽系数 4） 有表10-6查得材料的弹性影响系数 5） 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；6） 由式10-13计算应力循环次数 7） 由图10-19查得结束疲劳寿命系数 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12

7、）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=43.6796mm 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b: 4）计算尺宽与齿高比b/h 模数 齿高 5）计算载荷系数 根据，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=9.778,查图10-13得，故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数m 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1） 确定公式内的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲

8、疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,;3） 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 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由表10-5查得 ； 6）查取应力校正系数由表10-5查得 ； 7）计算大、小齿轮的并加以比较 0.01514所以大齿轮的数值大。（2） 设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.7457并

9、就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数z1=25大齿轮齿数 取=105 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 mm（3） 计算齿轮宽度 取； 5 验算 ，合适二、 低速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），

10、硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4) 选小齿轮齿数为，大齿轮齿数取 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由表10-7选取齿宽系数 4） 有表10-6查得材料的弹性影响系数 5） 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；6） 由式10-13计算应力循环次数 7） 由图10-19查得结束疲劳寿命系数 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

11、=72.438mm 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b 4）计算尺宽与齿高比b/h 模数 齿高 5）计算载荷系数 根据，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=12.445,查图10-13得，故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数m 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值1）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；2） 由图10-18查得

12、弯曲疲劳寿命系数,;3） 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 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由表10-5查得 ； 6）查取应力校正系数由表10-5查得 ； 7）计算大、小齿轮的并加以比较 所以大齿轮的数值大。(2)设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.5,按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数，大齿轮齿数 取=95 这样设计出的齿轮传动，

13、既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 mm （4） 计算齿轮宽度 取； 5 验算 ，合适 第四部分 主要尺寸及数据箱体尺寸:机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度b=12mm机盖凸缘厚度b1=12mm机座底凸缘厚度b2=20mm地脚螺钉直径df=M20地脚螺钉数目n=6轴承旁联接螺栓直径d1=M16 机盖与机座连接螺栓直径d2=M12 轴承端盖螺钉直径d3=M8定位销直径d=9mm 大齿轮顶园与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 齿轮2端面和齿轮3端面的距离 轴承端盖和齿轮3端面的距离 轴承端盖凸缘厚度 t

14、=9.6mm第五部分 润滑油及润滑方式的选择1、齿轮润滑此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式，其齿轮的最大线速度：12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=4mm，二级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。1. 轴承润滑滚动轴承在本设计中均采用深沟球轴承。因为最大齿轮的速度,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查机械课程设计选用1号通用锂基润滑脂（GB 7324-87）。第六部分 轴的设计一 高速轴的设计1、 选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选

15、择常用材料45钢,调质处理.2、 初步计算轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，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： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得 在第一部分中已经选用的电机Y132M2-6,D=38。查指导书P128，选用联轴器LH3，故。 3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：V （2）各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴的配合的毂孔长度L=82mm，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； 2）、初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速

16、较高，载荷大，故选用深沟球轴承6008，故,； 3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可取6-8mm,故，L4=98mm 4）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，稍有查遍几颗，其变化应为1-3，即 ，； （3）轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，查表选用键为滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径尺寸公差m6。（4）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。（5）求轴上的载荷 1）、求轴上的力 圆周力的方向如下图所示：首先根据轴的结构

17、图作出以上受力分析图，确定轴承的支撑点位置， b=140mm，c=54mm，确定危险截面 总弯矩 扭矩 （6）按弯矩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强度，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000 由所选轴承系列6008，可查表知额定动载荷C=17KN 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命 所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6008（8）键的校核 1）选用键的系列 T=33.68Nm 2）键、轴和

18、轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=42mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=3.5有式 ，所以合适4、轴的精确校核（1）根据分析可得V截面为危险截面。所以校核V截面左右两面。 1)、V截面左面 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： V 左面弯矩M为： 扭矩：T=33670Nmm 弯曲应力： 扭转切应力：轴选择45钢，查表15-1得=640Mpa, ,截面由于轴肩形成的理论应力集中系数查表3-2得 =1.90 =1.30又由图3-1得敏性系数 应为有效应力集中系数按式 由附图3-2得：由附图3-3得轴磨削加工，由附图3-4得表面质

19、量系数为：轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及式3-12a得 又由3-1和3-2得碳钢的特性系数 所以安全系数：按式15-615-8得 2)、V截面右面抗弯截面系数： 抗扭截面系数： V 左面弯矩M为： 扭矩：T=33670Nmm 弯曲应力： 扭转切应力： 查附表3-8得轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 所以V截面安全。 二 中速轴的设计1、 选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力，屈服极限。2、 初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是有 选定。3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）

20、根据，选用深沟球轴承6208，尺寸参数得mm，为了使齿轮3便于安装，故取，轴承第三段启轴向定位作用，故，第四段装齿轮2，直径；2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以，由设计指导书得。（3）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位都采用普通平键连接，根据，查表6-1得第二段键的尺寸为，第四段键尺寸为，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6； （4）轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖和挡油板定位，齿轮用挡油板与轴肩定位；（5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。 （6）求轴上的载荷 1）求

21、轴上的力 已知 圆周力的方向如下图所示：T=189.55 力矩图如下由力和力矩平衡得： 水平 所以 , 竖直 所以 , 所以危险截面B 截面C （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 综上所述，校核危险截面B、C，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000 由所选轴承系列6208，可查表知额定动载荷C=29.5 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命 所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6208（8）键的校核齿轮2上的键 1）选用键的系列 2）键

22、、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=28mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4有式 ，所以合适齿轮3上的键3）选用键的系列 4）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=58mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4有式 ，所以合适4、轴的精确校核（1）根据分析可得截面为危险截面。所以校核截面左右两面。 1)、截面右面 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 左面弯矩M为： 扭矩：T=137350Nmm 弯曲应力： 扭转切应力：轴选择45钢，查表15-1得

23、=640Mpa, ,截面由于轴肩形成的理论应力集中系数查表3-2得 =2.05 =1.64又由图3-1得敏性系数 应为有效应力集中系数按式 由附图3-2得：由附图3-3得轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及式3-12a得 又由3-1和3-2得碳钢的特性系数 所以安全系数：按式15-615-8得 2)、截面左面抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 左面弯矩M为： 扭矩：T=137350Nmm 弯曲应力： 扭转切应力： 查附表3-8得轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 所以截面安全。三 低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表

24、得：许用弯曲应力，屈服极限。 2、初步确定轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，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： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得 初选联轴器LH4，初定轴的最小直径3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴的配合的毂孔长度L=112mm，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 2）初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承6012，故,为了便于齿轮安装，为了使

25、齿轮有较好的轴向定位，取，； 轴承B=18mm，为了便于安装，其他长度用轴2的计算方法求得， 3）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位采用普通平键连接，根据，选择轴上的键为，根据，选择与轴段7的键为，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6； 4）轴上零件的轴向定位 轴承采用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与套筒定位； 5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。 （6）求轴上的载荷 1）求轴上的力 已知 圆周力的方向如下图所示：首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定危险截面 载荷 水平面H 垂直面V 总弯矩 扭矩 （6）按弯矩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强度，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000 由所选轴承系列6012，可查表知额定动载荷C=31.5KN 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴