机械设计课程设计_二级齿轮减速器_设计说明书毕业论文

1、 .课程设计说明书（论文）目录设计数据与要求3一、传动装置的总体设计31.1 电动机的选择31.1.1 选择电动机类型31.1.2 选择电动机容量31.1.3 确定电动机转速31.2 计算传动装置总传动比并分配传动比31.3 计算传动装置各轴的运动与动力参数31.3.1 各轴的转速31.3.2 各轴的输入功率31.3.3 各轴的输入转矩3二、传动件设计32.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计32.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级32.1.2初步计算传动主要尺寸32.1.3确定传动尺寸32.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度32.1.5 齿轮传动其它几何尺寸32.2 低速级齿轮尺寸设计32.2.

2、1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级32.2.2 初步计算传动主要尺寸32.2.3 确定传动尺寸32.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度32.2.5 齿轮其他几何尺寸计算3三、减速器装配草图设计33.1 草图准备33.1.1 选定联轴器类型33.1.2 确定滚动轴承类型33.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式33.1.4 确定轴承端盖的结构形式33.1.5 确定减速器机体的结构方案33.2 草图第一阶段33.2.1 间距确定33.2.2 高速轴轴系部件设计33.2.2 中间轴轴系部件设计33.2.3 低速轴轴系部件设计33.2.4 轴系部件校核计算33.3 草图第二阶段33.3.1 传动件的结构

3、设计33.3.2 轴承端盖的设计33.3.3 挡油板的设计33.3.4 套筒设计33.4 草图第三阶段33.4.1减速器机体的结构设计33.4.2 减速器的附件设计3带式运输机传动装置设计数据与要求; ; ; ; ; ; ;机器的年产量：大批量；机器的工作环境：清洁；机器的载荷特性：平稳；机器的最短工作年限：五年二班；其他设计要求：传动装置简图传动方案：工作机：一、传动装置的总体设计1.1 电动机的选择1.1.1选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。1.1.2选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为从电动机到工作

4、机输送带之间的总效率为：式中，、分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表9.1取=0.99、=0.98、=0.97、=0.96，则所以电动机所需工作功率为1.1.3确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选围为符合这一围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、与价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为Y112M-6，其主要性能如下表：电动机型号额定功率

5、/Kw满载转速/(r/min)Y112M-62.29402.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号HABCDEF*GDGKbb1b2AAHAL1Y112M-6 1121901407028608*7241224519011550154001.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比为分配传动比考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值围，取，故1.3 计算传动装置各轴的运动与动力参数1.3.1各轴的转速I轴：II轴：III轴：卷筒轴：1.3.2各轴的输入功率I轴：II轴：III轴：卷筒轴：1.3.3各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为所以： I轴： II轴： III轴：卷筒

6、轴：将以上结果汇总到表，如下轴名参数电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速n/（r/min）940.0940.0228.777.7977.79功率P/(kW)2.562.5342.412.292.22扭矩T/(N·mm)传动比i14.112.941效率0.990.970.950.97二、传动件设计2.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计2.1.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献1表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬

7、度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。2.1.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。由式中各参数为：参数结果Kt1.40.921861.653(1) 小齿轮传递的转矩。由前面设计可知，(2) 设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.4。(3) 由表8.6取齿宽系数。(4) 由表8.5查得弹性系数。(5) 初选螺旋角由图8.14查得节点区域系数。(6) 齿数比。(7) 初选= 17, 则，取。传动比误差<5%，符合设计要求

8、。由式8.1得端面重合度。由式8.2得轴面重合度由图8.15查得重合度系数由图8.24查得螺旋角系数(8) 接触许用应力可由求得，由图8.28（e）、（a）得接触疲劳极限应力，。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为由图8.29查得寿命系数，（允许有局部点蚀）；由表8.7，取安全系数。参数结果38.22KA1.01.88KV1.071.161.22故取计算小齿轮1的分度圆直径，得2.1.3确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由表8.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式由图8.7查得动载荷系数KV = 1.15；由图8.11查得齿向载荷分布系数；由表8.4查得齿间载荷分布系数，故(2) 对进

9、行修正。因为与有较大差异，故需对按照值设计出来的进行修正，即(3) 确定模数（按表8.1，取）(4) 计算传动尺寸。中心距参数结果4045圆整为,则螺旋角因为值与初选值相差较大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是。显然值改变后，的计算值变化很小，因此不再修正和a。故圆整为b=45 mm。取 mm，。2.1.4校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：(1) K、同前。(2) 齿宽b = 。(3) 齿形系数与应力修正系数。当量齿数查图8.19得齿形修正系数，。由图8.20查得应力修正系数，。(4) 查图8.21得重合度系数。(5) 查图8.26得螺旋角系数。(6) 许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极

10、限应力，查得寿命系数。查得安全系数，故故满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.1.5齿轮传动其它几何尺寸各齿轮的尺寸与参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1/21齿轮2/862法面模数(mm)/23端面模数(mm)2.0564法面压力角（度)/205端面压力角（度)20.5616齿顶高系数/17顶隙系数/0.258标准中心距(mm)a109.399实际中心距(mm)11010螺旋角/11变位系数齿轮10齿轮2012齿顶高(mm)齿轮11.999齿轮21.99913齿根高(mm)齿轮12.500齿轮22.50014分度圆直径(mm)齿轮143.178齿轮2176.8

11、2215齿顶圆直径(mm)齿轮1da= d+2*ha47.176齿轮2180.8216齿根圆直径(mm)齿轮1df= d-2*hf38.178齿轮2171.82217重合度（mm）1.7712.2 低速级齿轮尺寸设计2.2.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。2.2.2初步计算传动主要尺寸因

12、是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。根据参数结果Kt1.31.024711.653式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩。(2) 设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.3。(3) 由参考文献1表8.6取齿宽系数。(4) 由参考文献1表8.5查得弹性系数。(5) 由参考文献1图8.14查得节点区域系数。(6) 齿数比。(7) 初选= 21则，取。传动比误差<5%，符合设计要求。由参考文献1式8.1得。由图8.5查得重合度系数(8) 接触许用应力可由算得，由高速级齿轮设计可知，。而，故寿命系数（允许有局部点蚀），由参考文献1图8

13、.29查得寿命系数（允许有局部点蚀）；则故取计算小齿轮3的分度圆直径参数结果63.323KA1.00.734KV1.081.161.2m3142.52.2.3 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由参考文献1表8.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式由参考文献1图8.7查得动载荷系数KV = 1.1；由参考文献1图8.11查得齿向载荷分布系数；由参考文献1表8.4查得齿间载荷分布系数，故(2) 因为相差较大，故值计算出的进行修正，即(3) 确定模数m(4) 计算传动尺寸。中心距对齿轮4进行变位，圆整中心距a) 计算啮合角b) 计算变位系数c) 计算重合度参数结果722137545d)

14、计算传动尺寸取。2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：(1) K、m同前。(2) 齿宽b = = 80mm。(3) 齿形系数与应力修正系数。查参考文献1 图8.19得查参考文献1 图8.20得查参考文献1 图8.15得重合度系数。许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极限应力由前面计算查参考文献1 图8.30得寿命系数。查参考文献1 表8.7得安全系数，故故容易看出设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.2.5 齿轮其他几何尺寸计算各齿轮的尺寸与参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1/24齿轮2/712模数(mm)/34压力角（度)/206齿顶高系数/17顶

15、隙系数/0.258标准中心距(mm)a142.59实际中心距(mm)/14511变位系数齿轮30齿轮40.83312齿顶高(mm)齿轮34.3221齿轮44.02913齿根高(mm)齿轮32.28齿轮42.573114分度圆直径(mm)齿轮372齿轮421315齿顶圆直径(mm)齿轮380.6442齿轮4221.05816齿根圆直径(mm)齿轮367.44齿轮4207.853817重合度（mm）1.599三、减速器装配草图设计3.1 草图准备3.1.1 选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器，

16、对于低速轴和工作机相连的联轴器，因其转速较低，转矩较大，考虑到本设计安装时不易保证同心度，采用具有良好补偿位移偏差的金属滑块联轴器。3.1.2 确定滚动轴承类型对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因有轴向力，选择角接触轴承；低速级采用深沟球轴承。3.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度，低速级齿轮线速度，均小于2，故滚动轴承采用钠基ZN-3润滑脂润滑（填充量不大于轴承空间的1/3），并在轴上安装挡油板。考虑减速器工作环境清洁，轴颈圆周速度，故采用毛毡圈密封。3.1.4 确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸

17、造成型。3.1.5 确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。结构示例图如下图所示：与机体有关零件的结构尺寸见下表：铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸大小基座壁厚88 mm机盖壁厚88 mm机座凸缘厚度1.512 mm机盖凸缘厚度1.512 mm机座底凸缘厚度p2.520 mm地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目nn=4/轴承旁连接螺栓直径M16机盖与机座连接螺栓直径M10连接螺栓的间距l150200180轴承端盖螺栓直径M8窥视孔盖螺栓直径M6定位销直径8mm至外壁距离/26、22、16 mm、至凸缘距离/24、14 mm轴承旁凸台半

18、径20 mm凸台高度H根据低速级轴承外径确定外机壁至轴承座端面距离48 mm机壁至轴承座端面距离56 mm大齿轮顶圆与机壁距离>1.210 mm齿轮端面与机壁距离10 mm机盖、机座肋厚轴承端盖外径轴承座孔径+(55.5)视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(11.2)8mm轴承旁连接螺栓距离ss视具体轴承而定3.2 草图第一阶段3.2.1 间距确定(1) 取中间轴上两齿轮轴向间距。(2) 因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体壁的距离要留出安放挡油板的空间，取；取挡油板宽度C=11 mm。参数结果1010C11KA1.5(3) 取中间轴上齿轮2端面至机体壁的距离3.2.2高速轴轴系部件设计(1)

19、 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径和长度对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则考虑键槽影响，取。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 联轴器与轴段前面计算的即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表13.1取KA=1.5，计算转矩由参考文献2表13.1查询可得G

20、B/T 5014-2003中的LX2型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩560 N·m，许用转速为6300 r/min，轴孔直径围是2035 mm。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径20 mm，轴孔长度38 mm，J型轴孔，选用A型键，联轴器主动端代号为。相应的，轴段的直径，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=36 mm(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=2.453.5 mm，相应的轴段的直径围为24.927 mm，查文献2表14.4，选用毡圈油封/ZQ 4604-1986中的轴径为25 mm的，则轴段的直径。参数结果20l13625l2483

21、0l32735l496l54535l6630l727(6) 轴承与轴段与轴段由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文献2表12.2查得径d=30mm，外径D=62 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径，。故轴段的直径。轴段的直径应与轴段一样，即。(7) 轴段由于齿轮齿根圆直径较小，若选择，选用平键连接，则故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段(8) 齿轮轴段取。(9) 轴段在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段段(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10mm。在确定齿轮、机体、轴承

22、、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度；轴段的长度；轴段的长度；轴段的长度轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距；。完成的结构草图如下所示。(11) 键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，型号为：键，h=7，。3.2.2 中间轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径和长度对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则参数结果30l13835l27842l

23、31035l43830l538考虑键槽影响，取。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 轴承与轴段与轴段由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文献2表12.2查得径d=30 mm，外径D=60 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径，。故轴段的直径。轴段的直径应与轴段一样，即。(5) 齿轮3与轴段为了便于齿轮的安装，应略大于，取，齿轮3左端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮3的宽度，取。(6) 轴段齿轮3右端用轴肩固定，由文献1图10.9中公式得到轴肩高度h=2.453.5 mm，相应的轴段

24、的直径围为39.942 mm，取。(7) 齿轮2与轴段齿轮2左端也用轴肩固定。可取，齿轮2右端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮2的宽度，取。取。(8) 轴段的长度完成的结构草图如下所示。(9) 键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键，h=8，；键，h=8，。3.2.3 低速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径和长度对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则考虑键槽影响，取

25、。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。参数结果KA1.236l15442l24545l33050l45155l51048l67345l744(4) 联轴器与轴段前面计算的即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用金属滑块联轴器。查文献1表13.5取KA=1.2，计算转矩由参考文献2表13.5查询可得/ZQ 4384-1997中公称转矩500 N·m的金属滑块联轴器满足要求，其许用转速为250r/min，轴孔直径围是36-40mm。取与轴相连端轴径36mm，轴

26、孔长度为，J型轴孔。相应的，轴段的直径，取其长度为l1=36 mm。(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=2.523.6 mm，相应的轴段的直径围为41.0443.2 mm，查文献2表14.4，选用毡圈油封/ZQ 4604-1986中的轴径为42 mm的，则轴段的直径。(6) 轴承与轴段与轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号为6209，由文献2表12.1查得径d=45 mm，外径D=85 mm，宽度B=19 mm，定位轴肩直径，。故轴段的直径。轴段的直径应与轴段一样，即。(7) 轴段为了便于齿轮的安装，应略大于，取，齿轮3右端用挡油板固定，则轴段的长度应略小

27、于齿轮4的宽度，取。(8) 轴段齿轮4右端用轴肩固定，由文献1图10.9中公式得到轴肩高度h=3.364.8 mm，相应的轴段的直径围为54.7257.6 mm，取。(9) 轴段取过渡轴段直径。(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度；轴段的长度；轴段的长度；取轴段的长度；轴段的长度轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距；。完成的结构草图如下所示。(11) 键连接设计联轴器

28、、和齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键，h=8，。键，h=8，。3.2.4 轴系部件校核计算本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满足设计要求，此处只给出低速轴校核计算过程。(1) 轴的受力分析a. 画受力简图圆周力径向力b. 计算支反力轴承1的总的支反力为轴承2的总的支反力为c. 画弯矩图在水平面上,轴承1处，A-A面左侧A-A面右侧=垂直面上，弯矩为A-A面左侧A-A面右侧d. 画转矩图(2) 校核轴的强度A-A剖面左侧弯矩大，有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为该截面的抗扭截面模量为弯曲应力扭剪应力调质处理的45钢，由参考文献3可以查得，=155MPa；材料等效

29、系数，。键槽引起的应力集中系数可由参考文献1附表10.3得：，=1.625。查参考文献1附图10.1得，。查参考文献1附图10.1与附表10.2得。由此，安全系数计算如下：由参考文献1表10.5得许用安全系数S=1.31.5，显然S>S，故A-A截面安全。(3) 校核键连接的强度滚筒与轴连接处为平键连接，挤压应力式中：d键连接处的轴径，mm； T传递的转矩，N·mm； h键的高度，mm； l键连接长度，mm；故键、轴材料均为45钢，= 120150MPa。，故强度满足需要。(4) 校核轴承强度由参考文献3查得6209轴承的。轴承工作环境无轴向力，轴承1的工作环境比轴承2工作环境

30、恶劣，故只需校核轴承2。计算当量动载荷其中，X为动载荷径向系数，为轴承径向载荷。由参考文献1表11.12可知，X=1。则(5) 校核轴承寿命轴承在100下工作，。根据其载荷性质，取。轴承寿命为已知减速器使用五年，二班工作制，则预期寿命为轴承寿命很充裕。3.3 草图第二阶段3.3.1 传动件的结构设计(1) 齿轮2结构设计齿轮2 齿顶圆直径180.82 mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。考虑本设计生产批量较大，采用模锻毛坯结构，如下图所示。图中各尺寸如下：取，为增强齿根部强度，取取取c=10 mm(2) 齿轮3结构设计齿轮2 齿顶圆直径180.82 mm，做成实心式结构。(3) 齿轮

31、4结构设计齿轮4齿顶圆直径221.058 mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。考虑本设计生产批量较大，采用模锻毛坯结构，如前图所示。图中各尺寸如下：取，为增强齿根部强度，取取取c=16 mm取3.3.2 轴承端盖的设计采用凸缘式轴承端盖，结构如下图所示：(1) 高速轴、中间轴轴承端盖设计由前面设计可知，D=62 mm，取。由参考文献2表14.4可知，(2) 低速轴轴承端盖设计由前面设计可知，D=85 mm，取。由参考文献2表14.4可知，3.3.3 挡油板的设计挡油板结构如左图所示，取b=2 mm，a=6 mm，总宽l=11mm。3.3.4 套筒设计(1) 中间轴套筒设计取径，外径，长度l=9 mm。(2) 低速轴套筒设计取径，外径，长度l=11.5 mm。3.4 草图第三阶段3.4.1减速器机体的结构设计(1) 机体中心高和油面位置的确定为防止浸油齿轮将油池底部沉积物搅起，大齿轮的齿顶圆到油池底面的距离应不小于3050 mm。应保证齿轮浸入深度应不小于10 mm，最高油面应比最低油面高出1015mm，且齿轮浸油深度最多不超过齿轮半径的1/41/3。按照以上原则，选择机体中心高