机械设计课程设计二级同轴减速器设计

1、 减速器课程设计 姓名： 学号： 学院：机电与能源工程分院班级：机制092班 一 、初步设计 二、电动机的选择三、计算传动装置的运动和动力参数四、传动系统的总体设计目 录封面.01目录.02一 初步设计.031 设计任务书.032 原始数据.033 传动系统方案的拟定.03二 电动机的选择.031 电动机的容量选择.032 确定电动机转速.043 电动机型号的选定.04三 计算传动装置的运动和动力参数.041 计算总传动比.042 合理分配各级传动比.043 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算.05四 传动件设计计算.061 低速级直齿轮的设计计算.062 高速级直齿轮的设计计算.13五 轴的

2、设计.141 低速轴的设计.142 高速轴的设计.203 中间轴的设计.23六 滚动轴承的设计计算.251 低速轴上轴承的计算.25七 连接的选择和计算.261 低速轴上键和联轴器的设计计算.26八 减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择.271 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.272 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.283 密封方式的选择.29九 减速器箱体及附件的设计.291 箱体设计.292 减速器附件设计.31十 设计体会与小结.32十一 参考文献.33 2一 、初步设计1.设计任务书两班制连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘；使用期限15年（设每年工作300天），大修

3、期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为5%。2. 原始数据 原始数据编号 i03 输送带工作拉力f(n) 1800 输送带速度v(m/s) 1.1 卷筒直径 350 3.传动系统方案的拟定二、 电动机的选择1. 选择电动机按照设计要求以及工作条件选用三相鼠笼异步电动机，y系列，额定电压380v.(1)：确定电动机的功率 工作装置所需功率按式(2-2)计算 式中， ，工作装置的效率。代入上式得：(2)电动机的输出功率按式(2-1)计算： 式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。 3由式(2-4),；由表2-4，取滚动轴承效率，8级精度 齿轮传动(稀油

4、润滑)效率,滑动联轴器效率，则 故(3) 确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为： 按表2-1推荐的个传动机构比范围： 单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，决定采用同步转速为1500r/min的y系列电动机y100l2-4，其满载转速为。2. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比(1) 传动装置总传动比 (2) 分配传动装置各级传动比 齿轮传动比的范围，所以取三、计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速由式(2-6) i

5、轴 ii轴 4iii轴 工作轴 (2) 各轴输入功率由式(2-7) i轴 ii轴 iii轴 工作轴(3) 各轴输入转矩由式（2-8） i轴 ii轴 iii轴 工作轴 电动机轴输出转矩 将以上算的的运动和动力参数列表如下：电动机轴i 轴ii轴ii轴工作轴转速n(r/min)1430143029360.0460.04功率p(kw)2.372.322.242.162.11转矩t(nm)15.8315.573.01343.69335.73传动比i 1 4.88 4.88 1效率 0.98 0.95 0.97 0.97 5四、传动系统的总体设计3.1 低速级齿轮的设计3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材

6、料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40cr（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40hbs4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为,取3.1.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数1由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限mpa； 由式1013计算应力循环次数由图1019查得接触疲劳寿命系数:

7、 计算接触疲劳许用应力 6取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=计算圆周速度v=计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数 =齿高 =计算载荷系数。根据v=2.53m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.18；直齿轮=1由表10-2查得使用系数=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.320由b/h=8.89，=1.320.查图1013查得 =1.28；故载荷系 7数 k=kakvkhkh=11.1811.320=1.558按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =计算模数m m=3.1.3

8、按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380mpa由10-18取弯曲寿命系数=0.82 =0.9计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4 见表（10-12）得=（）= （）计算载荷系数kk=kakvkfkf=11.1811.31=1.5104查取应力校正系数由表105查得 =1.55；=1.775查取齿形系数 由表105查得=2.91 =2.16计算大、小齿轮的并加以比较=0.01403 8=0.0172大齿轮的数值大。(2)设计计算m对结果进行处理取m

9、=3=/m=52.99/318,取=19大齿轮齿数， = =4.8819=93 取=933.1.4几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=193=57mm =m=933 =279mm(2)计算中心距 a=(+)/2=(57+279)/2=168mm(3)计算齿轮宽度 b=57mm=65mm，=57mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.1.5小结实际传动比为：误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮 3 57 65 19大齿轮 3 279 57 933.2 高速级齿轮的设计3.2.1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）选用8级精度

10、3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40cr（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 9度差为40hbs4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为,取3.2.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数1由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限mpa； 由式1013计算应力循环次数60n1jlh602931（2830015）1.266由图1019查得接触疲劳

11、寿命系数:0.98；1.08计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。 10=52.99mm计算圆周速度vv=0.813m/s计算齿宽bb=d=152.99mm=52.99mm计算齿宽与齿高之比模数 =2.65mm齿高 =2.252.65mm=5.96mmb/h=33.74/4.21=8.89计算载荷系数。根据v=0.82m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.04；直齿轮=1由表10-2查得使用系数=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.452由b/h=8.89，=1.452.查图1

12、013查得 =1.36；故载荷系数k=kakvkhkh=11.0411.452=1.51按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=55.7mm计算模数m m=mm3.2.3按齿根弯曲强度设计 11由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380mpa由10-18取弯曲寿命系数=0.9 =0.92计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4 见表（10-12）得=（）= （）计算载荷系数kk=kakvkfkf=11.0411.452=1.51查取应力校正系

13、数由表105查得 =1.55；=1.784查取齿形系数 由表105查得=2.8 =2.16计算大、小齿轮的并加以比较=0.0135=0.0154大齿轮的数值大。(2)设计计算m对结果进行处理取m=3mm=/m=55.7/319,取=19 12大齿轮齿数， = =4.8819=93 取=933.2.4几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=193=57mm =m=933 =279mm(2)计算中心距 a=(+)/2=(57+279)/2=168mm，(3)计算齿轮宽度 b=57=65mm，=57mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.2.5小结实际传动比为：误差为：

14、 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮 3 57 65 19大齿轮 3 279 57 93 13=2.11kw=0.89 r/minr/minr/min nmnmnmnm0.014030.0172m=30.01350.0154m=3五、轴的设计 六、滚动轴承的计算八、连接的选择和计算八、 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择九、减速器箱体及附件的设计十、 设计体会与小结十一、 参考文献 五、轴的设计(在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只对低速轴进行精确校核）低速轴的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径2.16kw343.69 nm60.04r/min279mm2. 求

15、作用在齿轮上的力 3. 初步确定轴的直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径，因为减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选取轴的材料为45号钢，并经调质处理。根据表15-3取=120，又由式（15-2）得： =此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4. 联轴器的型号的选取5. 联轴器的计算转矩查表14-1,考虑到转矩变化很小，取=1.3则: =1.3343690=446797 按照计算转矩tca应小于联轴器的公称转矩的条件，gb/t5843-2003，选用yl10 型凸缘联轴器,其公称转矩为6

16、30000(nmm)。半联轴器的孔径d1=50(mm) ，故取d1-2=50(mm)，半联轴器长度l=112mm. 14（2） 轴的结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 : 轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取l1-2=110mm， 且d1-2=50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=180mm。2-3段的直径58， ，因为3-4段轴要做一个轴肩， 所以取: =65(mm) ，=47(mm) ；3-4段安装轴承，左端用轴承盖定位，右端用套筒定位。: 考虑到主要承受径向力，故选用深沟球轴承，又根据=58mm，选 6213。查手

17、册可知=65（mm），d=120, b=23(mm), =1.5，所以=65（mm)。因为7-8段轴也要安装一个相同轴承，故=65（mm），=23(mm) 。与7-8段轴相配合的轴承其左端需要轴肩来轴向定位，所以6-7段轴的直径比7-8段轴要稍微大一些，这里我们取=74mm ，=50mm。: 取安装大齿轮处的轴段4-5段轴的直径=70（mm），齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为57（mm），为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取=54(mm) ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的0.070.1倍），这里取轴肩高度h=5(mm)，所以=80（m

18、m）；轴环的宽度b=1.4h,取轴的宽度为=8(mm) 。：轴承端盖的总宽度为34mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 15根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为16mm。至此已初步确定轴得长度。 （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按=70mm ，由手册查得平键的截面 b*h=20*12(mm)见表6-1，l=45（mm）。同理按 =50（mm）， b*h=14*9 (mm)， l=100（mm）。半联轴器与轴得配合选h7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）：确定轴的

19、倒角和圆角 参考表15-2，取轴端倒角为2*45，各轴肩处的圆角半径为2。 （5）：求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照图15-23。对于61813深沟球轴承，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出： 所以 16 （6）：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩和最大扭矩的截面（即危险截面c的强度）根据式15-5及表15-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应

20、力为脉动循环变应力时取0.6）：计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60mpa因此72000（对于球轴承取） 所以所选的轴承满足要求。 八、连接的选择和计算低速轴上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a）型。根据=70（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=20（mm），高度h=12(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=45（mm）（比轮毂宽度小些） 26 （2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，

21、由表6-2查得许用挤压用力=100 ，取中间值，=110mpa 。键的工作长度l=l-b=45-16=29（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h= 。由式（6-1）可得： 所选的键满足强度要求。键的标记为：键2029gb/t 109620032. 对联轴器及其键的计算b=14（mm），h=9(mm), =50（mm), l=100（mm）所以l=l-b=100-14=86 k=0.5h=4.5所选的键满足强度要求。键的标记为：键1484gb/t 10962003八、 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择（1）：齿轮润滑方式的选择高速轴齿轮圆周速度： 中间

22、轴大齿轮圆周速度：中间轴小齿轮圆周速度： 27 低速轴齿轮圆周速度：因为：=4.278 12，齿轮采用浸油润滑。即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。（2）：齿轮润滑剂的选择查表10-11，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮油（gb59031995），运动粘度为：90110（单位为：）。 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择（1）：轴承润滑方式的选择高速轴深沟球轴承速度： 中间轴深沟球轴承速度：低速轴深沟球轴承速度：因为 都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂润滑。 28（2）：滚动轴承润滑剂的选择查表（13-10），选择合适的润滑脂。3. 密封方式的

23、选择 滚动轴承密封选择：滚动轴承采用毡圈密封。 箱体密封选择：箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。九. 减速器箱体及附件的设计 1. 箱体设计： 低速级中心：a=168（mm） 箱座壁厚：=0.025a+38（mm） 取为10（mm） 箱盖壁厚：=0.858（mm） 取为9（mm） 箱座凸缘厚度：b=1.5=15（mm） 箱盖凸缘厚度：=1.5=13.5（mm） 箱座底凸缘厚度：=2.5=25（mm） 29 箱座上的肋厚: m0.85=8.5（mm），取m=12（mm） 箱盖上的肋厚: 0.85=7.65(mm)，取=10(mm) 地脚螺栓直径及数目: =0.04a+8=14.72,取

24、m15 轴承旁连接螺栓直径: =0.75=11.25，取m12 箱盖、箱座连接螺栓直径: =（0.50.6）=(7.59)，取m9 轴承端盖螺钉直径：=8、10、12 检查孔盖螺钉直径:=8 至箱外壁距离 =22 20 16 至凸缘边缘距离 =20 18 14 轴承座外径=95 122 180 轴承旁联接螺栓距离：s= 轴承旁凸台半径： = 轴承旁凸台高度： =25 箱外壁至轴承座端面距离： 大齿轮顶圆与箱内壁间距离： 取 20 齿轮端面与箱内壁距离： 取10 302. 减速器附件设计轴承盖 检查孔盖板 通气孔 由于该减速器发热少和环境清洁，故选用表4-15 （c）型 m332。 吊环螺钉选用

25、a型 gb/t825-1988 m8吊钩 游标选杆式游标，m12。 放油孔及放油螺栓塞 m16 定位销选取圆锥型定位销632十、 设计体会与小结这次关于两级展开式二级圆柱同轴直齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过八个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、cad实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机