二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目： 二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器学院（系）：机械工程学院 年级专业： 08级 学 号： 学生姓名： 指导教师： 教师职称： 教授 目录一 设计任务书.3二 设计方案及总体计算.3第一章电动机的选择和参数计算.4第二章传动零件的设计与计算.7第三章轴的设计.12第四章轴承的选择.16第五章轴的校核计算.17第六章轴承的校核.21第七章键的选择与校核.22第八章密封与润滑.23第九章减速器附件及明.24第十章设计小结.24三参考资料.35 设计及计算过程结果一、设计任务书一、 设计内容：设计一用于带式运输机的二级同轴式圆柱齿轮减速器二、 设计参数：输送带工作拉力

2、F:2091 N输送带工作速度：0.58m/s输送带卷筒直径 D： 0.27m三、 其他条件：使用地点：室外 生产批量：小批载荷性质：微振 作用年限：六年一班四、设计工作计划及工作量：1、传动方案及总体设计计算2、装配草图3、装配图抄正4、零件图5、编写说明书6、答辩二、传动方案及总体计算简要说明：根据设计参数以及工作条件可知，此减速器功率较低，且带式运输机的速度不高。据此拟定电动机和减速器，减速器和带式运输机之间均采用联轴器连接，减速器采用同轴式二级减速器。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸没深度可以相同。结构较复杂，轴向尺寸较大，中间轴较长，风度差，中间轴承润滑较困难。第一

3、章 电动机的选择和计算运动方案简图如下： 电动机为标准部件，设计时要根据工作特性，工作环境和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。1、选择电动机的类型由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求应选三相交流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛，并根据工作要求和条件，选用系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构。2、确定电机的容量 为保证电动机能安全工作，所选用电动机的额定功率等或稍大于所需工作功率Pd ，即PedPd 电动机所需的输出功率为： PdPw/aPwFv/1000w=16230.58/1000/0.96 =1.26kW式中a为卷筒效率，取a0.96.传动装置的总效

4、率： 122234式中，1为联轴器的效率，10.99；2为齿轮传动效率，20.97；3为轴承效率，30.98。则有： 1222340.992*0.972*0.984=0.85所以电动机所需功率为： PdPw/a1.48kW3、选择电动机转速卷筒轴工作转速为： n=60D600.583.14 0.2741（r/min）按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器i 840，故电动机转速的可选范围为： ndian（840）413281640（r/min）符合这一范围的同步转速有750（r/min）、1000（r/min）、1500（r/min）。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定

5、用同步转速为1000（r/min）的电动机，型号为Y112M6，其主要性能如下表示电动机型号额定功率kW同步转速（r/min）满载转速（r/min）起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M-62.210009402.02.04、传动装置总传动比的确定及其分配 电动机型号为Y112M-6，满载时转速nm940（r/min），因此总传动比为： ianm/n940/41=22.93同轴式减速器，两级传动比理论上可选用相同值，即： i1i222.934.789取 i1i24.8实际传动比为： i4.8223.04传动比误差： ii-iai100%23.04-22.9323.040.47%传动比误

6、差 i小于5%，可以用所选参数。5、各轴转速:轴 n=nm=940（r/min）轴 n= n/i1=195.83（r/min）轴 n= n/i2=40.8（r/min）卷筒轴 n卷=n=40.8(r/min)6、各轴输入功率:轴 PPd01Pd11.47kW轴 PP12P211.40kW轴 PP23P231.33kW卷筒轴 P=P34=P=1.29kW7、各轴输入转矩:电动机输入转矩Td9550Pd/nm15.04（Nm）轴 T= Td01=15.040.99=14.89（Nm）轴 T= Ti112=67.94（Nm）轴 T=Ti223=310（Nm）卷筒轴 T= T34=300.76（Nm）

7、轴名功率（kw）转矩（N.m）转速（r/min)传动比i效率（%）电机轴1.4815.0494010.99轴1.4714.899404.80.97轴1.4067.94195.834.80.97轴1.3331040.810.99卷筒轴1.29300.7640.8第二章 传动零件的设计与计算一、低速级齿轮设计与计算1、 选精度等级、材料及齿数1） 选择传动类型；从传动性能，由于单向轴向力的存在考虑选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 选择材料热处理；选取齿轮的材料、热处理方式及齿面硬度。查表小齿轮选用45钢，调质，HB1240HBS查表大齿轮选用45钢，正火，HB2200HBSHB1HB240HBS 合适选

8、取精度等级。 3） 初选8级精度，按GB/T10095；4） 选取齿数 选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z2=Z1i12=204.8=96；5） 选取螺旋角 初选=14，齿宽系数d=1.02、 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据按式（613）进行计算，即： d132KT1d1ZEZHZZH21） 确定载荷系数K，由表64查得使用系数KA1.5；估计圆周速度V4m/s，VZ1100=0.8m/s由图611b，动载系数Kv1.08=1.88-3.21Z1-1Z2cos=1.88-3.2120-196cos14 =1.64=bsinmn=dz1tan14=1.5

9、9r=+=3.21由图613，齿间载荷分配系数K=1.42由图617，齿向载荷分布系数K=1.1 KKAKVKK1.51.021.421.12.389862） 计算转矩T29.55106P2n26.83104（Nmm）3） 区域系数ZH2.434） 重合度系数1 取 1Z10.7935） 螺旋角系数Zcos0.985弹性影响系数ZE189.8MPa6） 分别查图627c，627b得接触疲劳极限应力Hlim1590MPaHlim2470MPa7） 应力循环次数N160n2jLh609404.883006=1.692108 N4=N1=1.6921084.8=0.35251088） 查图625寿命

10、系数 KHN11.08 KHN21.259） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数S1 H1KHN1Hlim11.1590649MPa H2KHN2Hlim21.21470568.7MPa取H568.7MPa10） 试计算小齿轮分度圆直径将以上各参数代入公式得 d132KT1d1ZEZHZZH252.1211） 计算圆周速度：vd1n2601000509404.8601000=0.513(m/s)12） 修正载荷系数： VZ21000.513201000.1026查611b动载系数Kv=1.0113） 校正试算分度圆直径d1d1d13KvKv50.97mm14） 计算法向模数mnd1

11、cosZ150.97cos14202.47mm圆整成标准值 取mn2.5mm15） 计算中心矩aZ1+Z2mn2cos20+962.52cos149.439mm圆整取a15016） 按圆整后中心矩修正螺旋角cos-1Z1+Z2mn2acos-120+962.5215014.84值心改变不多，不必修正其相关参数17） 计算分度圆直径d1Z1mncos202.5cos14.8451.72mmd2Z2mncos962.5cos14.84248.28mm18） 计算齿轮宽度bdd1151.7251.72mm圆整取b252mm，b156mm3、 校核齿根弯曲疲劳强度F12KT1bd1mnYFa1Ysa1

12、YYF1F1F1YFa2YSa2YFa1YSa1F21） 重合度系数Y0.15+0.750.25+0.751.620.712） 螺旋角系数Y1-1201-1.6214.841200.83） 计算当量齿数ZV1Z1cos320cos14.84320.2ZV2Z2cos396cos14.843974） 查取齿形系数YFa12.73YFa22.225） 查取应力修正系数YSa11.57YSa21.746） 查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查628c得 Flim1450MPa查628b得 Flim2390MPa查626分别得KFN1KFN217） 计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数为S1

13、F1KFN1Flim1450MPa F2KFN2Flim2390MPa8） 计算弯曲应力F122.56.827210451.7251.722.52.731.570.710.84218.78MPaF1450MPaF1218.782.221.742.731.57197.17F1 390MPa4、 结构设计大齿轮：因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而双小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他相关尺寸参看大齿轮零件图。小齿轮：经计算小齿轮如果作成齿轮与分开，轴径可能偏小强度不够，故作成齿轮轴。二、高速级齿轮设计与校核对于高速级，为节约材料。将齿宽减小具体参数如下所示： b130mm b225mm Z12

14、0 Z296 d151.72mm d1248.28mm a150mm 因为传动比相同，故高速级与低速级中心矩、大小齿轮齿数和分度圆直径分别相同。第三章 轴的设计一、输入轴设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T P1.47kW；n940rmin;T=14.89Nmm2、求作用在齿轮上的力d1=51.72mm；3、初步确定轴的最小直径 先按式102初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据表102，取，于是得因为此轴考虑作成齿轮轴，且所选电动机输出轴轴径为28，考虑到减少材料浪费的同时增加轴的强度，故最小轴段轴径拟选用28，又轴与电动机是联轴器相联，故需同时定出联轴器型号。联轴器的

15、计算转矩，查表131，由于转矩变化较小，取工况系数，则查得联轴器GYH3轴直径，且公称转矩为112Nm满足要求。所以选用该联轴器，半联轴器长度5、 轴的结构设计1） 拟定配合方案：2） 确定各段直径和长度（1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为44mm，故取（2） 初步选择滚动轴承。因轴承要承受单方向轴向力，且轴向力不大，故选用角接受球轴承，参照工作要求并根据，选标准精度级的角接触球轴承7207AC，其尺寸为，取，考虑轴承轴向定位取，。（3） 齿轮轴段 齿轮轴段直径为小齿轮齿顶圆直径；齿轮轴齿轮段长为，齿轮两端加工出轴肩轴向定位轴

16、承，又小齿轮距箱体外壁距离10mm，考虑铸造误差在确定轴承位置时与内箱壁相距一段距离取3mm，故加工出的轴肩长度为13mm （4） 轴端盖总宽度为12mm，外箱壁与轴承座单面距离为l1c1+c2+510，c118，c216，取l140mm，根据轴承端盖的装拆及，取端盖的外端面与半联轴器右端面距离为L=15mm，调整垫片留2mm故至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按由手册查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为35mm，角接触球轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k64） 确定轴上圆角和全角尺寸（见零件图）二、输出轴1、求输出

17、轴上的功率率P、转速n和转矩T P1.33kW；n40.8rmin;T=300Nmm 2、求作用在齿轮上的力 d3248.28mm 3、 初步确定轴的小直径 先按式102初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据表102，取，于是得输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩，查表131，由于转矩变化较小，取工况系数，查手册，选HL3联轴器，其公称转矩为630Nm半联轴器的孔径d35mm，半联轴器长度4、轴结构设计 1） 拟定配合方案 2） 确定各轴段直径和长度 （1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1轴段右端需制出

18、一轴肩，故取2段直径为d238mm，取1段长度为55以满足联轴器的轴向定位。 （2） 初步选择滚动轴承。 因轴承有单向轴向力存在，且转速低转矩大，故用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d238mm，由手册初步选取标准精度等级的圆锥滚子轴承30208E。其尺寸为，考虑轴套定位，需加套筒，套筒定位齿轮，故3段轴要伸入齿轮轴段轮毂2mm，故取（3） 取安装齿轮处轴段直径d45；齿轮左端与轴承左端用套筒定位，齿轮轮毂宽度为52mm，为使套筒端面可靠地压在齿轮上，取 ；齿轮右端用轴肩定位，轴间高度，故取h=4mm，取轴肩处直径，轴环宽度，取。（4）轴端盖总宽度为12mm，根据轴承端盖的装拆取端盖的外端面与

19、半联轴器右端面距离为L=15mm，留2mm加调整垫片，取齿轮距离箱体内壁距离a=10mm，考虑到箱体的铸造误差，故取至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,半联轴器与轴的连接选用平键为，配合，角接触球轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k6。5） 确定轴上圆角和倒角尺寸（见零件图）第四章 轴承的选择一、 输入轴轴承因轴承受轴向力和径向力，而输入轴的转矩不大，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据安装轴承

20、轴段直径d35mm，选用标准精度等级角接触球轴承7207AC，其尺寸为二、 中间轴承因轴承受轴向力和径向力，而输入轴的转矩相对较大，为保证轴承寿命，采用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据安装轴承轴段直径选用标准精度的圆锥滚子轴承30207E，其尺寸为三、 输出轴轴承因轴承受轴向力和径向力，而输入轴的转矩较大，为保证轴承寿命，采用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据安装轴承轴段直径选用标准精度的圆锥滚子轴承30208E，其尺寸为第五章 轴的校核计算一、 输出轴的校核与计算1、 求轴上载荷圆周力 径向力 轴向力2、 计算轴承反力水平面垂直面3、 画水平面弯矩图，竖直面弯矩图和合成弯矩图及轴的转矩T图4、

21、 判断危险截面 由弯矩最大的截面为危险截面。疲劳极限b=650Mpa ,s=360Mpa，由表查的疲劳极限-1 =0.45b=0.45650Mpa=293 Mpa0=0.81b=0.81650 Mpa =527Mpa-1=0.26b=0.26650 Mpa=169 Mpa0=0.50b=0.5650 Mpa=325 Mpa由式，得= 得5、 求截面A的应力弯矩6、 该截面配合零件的综合影响系数由b=650Mpa 查得(K)=2.69 ，(K)= 0.4+0.6(K)2.0147、求表面状态系数及尺寸系数由查表得=0.93（Ra=0.8m，b=650Mpa）。8、求安全系数（设为无限寿命，kN=

22、1）得则综合安全系数为 结论：危险截面足够安全第六章 轴承的校核由于轴承的选择都是按照设计要求进行的，故强度均满足要求，这里只进行寿命校核。输出轴轴承选用圆锥滚子轴承30208E型，查设计手册主要参数如下： D=80mm；B=18mm；a=16.9mm基本额定静载荷 Co=42.8 kN基本额定动载荷 C =59.8 kN查得该轴承Y=1.6，e=0.37=15查表得X1=1，Y1=0查表得X2= 0.4 Y2=1.6则可知P2较大，其寿命较小，故只需计算该寿命故满足寿命要求。第七章键的选择校核键已经在轴的设计中进行了选择，这里只进行校核，根据工作状况有轻微冲击，在，这里取中间值138MPa。

23、1、 高速轴键的校核1） 高速轴外伸键 键： ；故满足要求2、 中间轴键的校核键：；故满足要求3、 输出轴1） 齿轮处键：；故满足要求。2） 外伸轴处键 键：； 故满足要求第八章 润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。二、 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用普通工业润滑油（）。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B32-52-12-ACM，（F）B38-58-12-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。第九章 减速器附件的选择1、通气器由于此减速器工作环境为室外，选通气器（一次过滤），采用M272、油面指示器选用游标尺M123、起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳4、放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16第十章 设计小结紧张而充实的四周课设已近尾声，这四周课设让我认识到了作为一个设计者应有的素质，认真、严谨、设计无小事，设计就是一种责任。由于这次的设计时间比较短，而且是我初次真正接触产品设计，我深知自己的设计存在许多缺点，比如说箱体不够美观，结构也不够完善、齿轮的计算不够精确等等缺陷，不过经过这次课程设计，自己亲自经