同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计

1、目录1.题目及总体分析22.各主要部件选择23.选择电动机34.分配传动比35.传动系统的运动和动力参数计算46.设计高速级齿轮57.设计低速级齿轮108.减速器轴及轴承装置、键的设计14轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计21轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计279.润滑与密封3210. 箱体结构尺寸3211. 设计总结3312. 参考文献33一 . 题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为 4000N，运输带速度为 1.6m/s ，运输机滚筒直径为 400mm。自定条件：工作寿命 10 年（设每年工作 300

2、 天），三年一大修 , 连续单向运转 , 载荷平稳 , 室内工作 , 有粉尘生产批量 : 10台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：为电动机，及为联轴器，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，为输送机滚筒。辅助件有 : 观察孔盖 , 油标和油尺 , 放油螺塞 , 通气孔 , 吊环螺钉 , 吊耳和吊钩 , 定位销 , 启盖螺钉, 轴承套 , 密封圈等 . 。二 . 各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机高速级做成斜齿轮斜齿传动平稳齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三 . 选择电动机目的过程分析结论选用Y系列类型根据一般

3、带式输送机选用的电动机选择（ IP44 ）封闭式三相异步电动机工作机所需有效功率为 PwF×V2000N×1.1m/s要求电动机输出圆柱齿轮传动 (7 级精度 ) 效率 ( 两对 ) 为 1 0.97 2功率为Pr 7.4kW功率球轴承传动效率 ( 四对 ) 为 2 0.99 4弹性联轴器传动效率 ( 两个 ) 取 3 0.993 2输送机滚筒效率为4 0.96电动机输出有效功率为PrPw40001.67.4KW0.9720.9940.993212340.96查得型号 Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下选用额定功率 kW=7.5型号 Y160M-6 封满载转速 r/

4、min=970闭式三相异步电型号动机满载时效率 %=86满载时输出功率为PrPe75000.866450WPr 略小于 pd 在允许范围内四 . 分配传动比目的过程分析结论分传动系统的总传动比 inm 其中 i 是传动系统的总传动比， 多级串联传nw配动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，传r/min ；nw 为工作机输入轴的转速， r/min 。动计算如下 nm60v601600970r / min nW3.1476.4r / mind400比i 18 50 ( 两级圆柱齿轮 )五 . 传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0

5、轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为、；对应于 0 轴的输出动功率和其余各轴的输入功率分别为、；对应于系0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为、 、；相邻两轴间的传动比分别为、；相邻两轴间的传动统效率分别为、。的电动机两级圆柱减速器工作机运轴号动O轴1 轴2 轴3 轴4 轴和转速n2=269.4n =970n =970n =74.84n =74.840134动n(r/min)4力P0=6.45P1=6.4P2=6.15P3=5.9P4=5.57功率参P(kw)数转矩T =217.9 T =752.8 T =710.7234T0=63.5T1=63计T(N·m

6、)876算两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii 01=1i 12=3.6i 23=3.6i 34=1传动效率01=0.99323=0.9634=0.94412=0.96六 . 设计高速级齿轮目的过程分析结论选）选用斜齿圆柱齿轮传精）选用级精度度）材料选择。 小齿轮材料为 （调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为 HBS，二者材料硬等度差为 HBS。级）选小齿轮齿数1 ，大齿轮齿数2 1· 1 3.6 ×、 24=85, 取 Z2 =85。材选取螺旋角。初选螺旋角14料和齿数目的过程分析结论按按式（ 1021）试算，即齿）确定公式内的各计算数值面（）试选 K t

7、1.6接（）由图，选取区域系数ZH2.433触（）由图查得10.7820.88强121.66（）计算小齿轮传递的转矩度（）由表选取齿宽系数设d 1计（）由表查得材料的弹性影响系数Z E189.8MPa 1/ 2（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数K HN 10.90 K HN 20.95（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得目的过程分析结论按）计算齿（）试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得面（）计算圆周速度接（）计算

8、齿宽及模数mnt触（）计算纵向重合度强（）计算载荷系数K度设计目的按齿面接触已知使用系数 K A1根据 v2.48m / s ，级精度，由图查得动载荷系数KV1.1由表查得由图查得K F1.35假定K A Ft100N / mm ，由表查得 K HKF1.4d1故载荷系数 KK AKV K H K H11.1 1.41.422.19（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得过程分析结论（）计算模数mn强度设计2KT Y cos2YY1由式mn 3FSd Z12F 按）确定计算参数齿（）计算载荷系数根（）根据纵向重合度1.903 ，从图查得螺旋角影响弯系数曲（）计算当量齿数强（）查取齿形

9、系数度由表查得 YFa 12.592YFa 22.194设（）查取应力校正系数计由表查得 YSa11.596YSa21.783（） 由图 查得，小齿轮的弯 曲疲 劳强度 极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数目的过程分析结论（）计算弯曲疲劳许用应力齿数按取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，由式得齿根弯（）计算大小齿轮的YFa YSaF 大齿轮的数据大）设计计算曲对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿强根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn 2.0mm，已可满足弯曲强度。度但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的

10、分度圆直径d1 54.34 mm来计算应 有的齿数。 于是由设Z1d1 cos54.34cos1426.4mn2计取 Z126 ，则 Z 2i 1Z13.62693.6取 z294几）( Z1 Z 2 )mn( 2694) 2计算中心距 a2123.7mm2 coscos14何将中心距圆整为124mm尺）按圆整后的中心距修正螺旋角寸因值改变不多，故参数、 K、 Z H 等不必修正。计算目的分析过程几）计算大、小齿轮的分度圆直径何）计算大、小齿轮的齿根圆直径尺）计算齿轮宽度寸圆整后取 B255mm ； B160mm计算中心距=124mm螺旋角结论分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度B160mm验算合适合

11、适七 . 设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程结论选）选用级精度定）由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为齿，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为 HBS。轮）选小齿轮齿数 Z124 ，精大齿轮齿数 Z 2 i 2 Z13.6 24 86.4度取 Z 285等级、材料及齿数目的过程分析结论由设计计算公式进行试算，即按）确定公式各计算数值齿（）试选载荷系数 K t 1.3面（）计算小齿轮传递的转矩接（）由表选取齿宽系数d1触（）由表查得材料的弹性影响系数Z E 198.8MPa1/ 2疲（）由图按齿面硬度查得劳小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa强大齿轮的接触疲劳强度极限550MPaH l

12、im 2度（）由式计算应力循环次数设（）由图查得接触疲劳强度寿命系数计K HN 1 0.90 K HN 2 0.95（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得）计算（）试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入 H 中的较小值目的过程分析结论按（）计算圆周速度 v分度圆直径齿（）计算齿宽模数面（）计算齿宽与齿高之比接d1t84.183.51mm模数 mnt24Z1触齿高 h2.25mnt2.253.51 7.9mm疲b / h 84.18 / 7.910.66（）计算载荷系数K劳根据 v1.19m / s ，级精度，由图查得动载荷系数强K V1.03度假设 K A Ft / b

13、100N / mm ，由表查得设由表查得使用系数K A1计由表查得由图 2查得 K F1.35故载荷系数 KK A KV K H K H11.031.21.4271.76（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数按齿由式得弯曲强度的设计公式为根弯曲强度设计目的分析过程结论按）确定公式内的计算数值齿（）由图查得根小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa弯大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa曲（）由图查得弯曲疲劳寿命系数强（）计算弯曲疲劳许用应力度取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得设（）计算载荷系数计（）查取齿形系数由表查得YFa12.65YFa 22.21（

14、）查取应力校正系数由表查得 YSa11.58YSa21.775（）计算大小齿轮的YFa YSa ，并比较F 大齿轮的数据大）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 可取有弯曲强度算得的模数2.74 ，并就近圆整为标准值 3.0 。目的按齿根弯曲强度设计分析过程结论按接触强度算得的分度圆直径d193.12mm齿数算出小齿轮齿数 Z1d1 / m93.12 / 331.04取 Z131大齿轮齿数 Z2i2 Z13.631111.6取 Z2112几）计算分度圆直径分度圆直径何）计算齿根圆直径齿根圆直径尺）计算中心距中心距寸）计算齿宽齿宽计算取 B295m

15、mB1100mm验算合适验算合适八 . 减速器轴及轴承装置、键的设计（中间轴）1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输输入轴上的功率选轴的材料为P16.4kw, 转速 n1970r / min T16.310 4 N mm钢，调质处入理求作用在车轮上的力轴初定轴的最小直径的选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取A112 于是设由式初步估算轴的最小直径计d minA 3 P1 / n1 1123 6.4 / 97021mm及这是安装联轴器处轴的最小直径d12 ，由于此处开键槽，校正值d1 221 (15%)22.05mm ，联轴器的计算转矩TcaK AT1 查表其14-1 取KA1.

16、3 ，则 Tca K AT11.36.3 10481900 Nmm轴查机械设计手册（软件版），选用 GB5014-1985中的 HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为16000N·。半联轴器的孔径24mm，轴承孔长度 L32 ,J 型轴孔 ,C 型键 , 联轴器主动端的代号为HL1 24*32装GB5014-1985,相应地 , 轴段 1 的直径 d124mm , 轴段 1 的长度应比联置、键的设计轴器主动端轴孔长度略短, 故取 l130mm目的过程分析结 论输轴的结构设计选用HL型弹性柱销联轴器入）拟定轴上零件的装配方案（见前图）轴的尺寸（轴）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度）

17、：的（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h0.07 0.1d , 故取段的直径 d227mm设计（2）初选型号 6 的深沟球轴承参数如下及dDB 30 55 13 d a36mmD a49mm 基本额定动载其荷轴C r 19.5KN基本额定静载荷 C r8.3KN承故 d3d730mm轴段 7 的长度与轴承宽度相同 , 故取 l 7 13mm装( 3 )轴段 4 上安装齿轮 , 为便于齿轮的安装 , d 4 应略大与 d3 , 可取 d436mm . 齿轮左端用套筒固定 , 为使套筒端面顶在齿轮左端面置上, 即靠紧 , 轴段 4 的长度 l 4应比齿轮毂长略短 ,

18、若毂长与齿宽相同 ,、已知齿宽 b60mm, 故取 l 458mm键( 4 )齿轮右端用肩固定 , 由此可确定轴段5的直径 , 轴肩高度h0.07 0.1d , 取 d540 mm, l 5 1.4h , 故取 l56mm的为减小应力集中 , 并考虑右轴承的拆卸 , 轴段 6 的直径应根据 6006设da 确定 , 即 d 6深沟球轴承的定位轴肩直径da36mm计( 5 ) 取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H, 取 H 12mm , 取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm由.机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离 K=20mm.

19、l 2(CsB)eK59mm故 l 3BsH(bl 4 )35mml 6(Hs)l 514mm取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得 L178mm , L2L356.5mm目的过程分析结 论输（6）键连接。联轴器：选单圆头平键键 C 8*28 GB1095-1979t=4mmh=7mm 齿轮：选普通平键键 10*56GB1095-1979入t=5mm h=8mm轴5. 轴的受力分析的1) 画轴的受力简图设计及其轴承装置、键的设计目的过程分析结 论输）计算支承反力入在水平面上轴在垂直面上的故 F2vFrF1v882586.1295.9N设总支承反力计）画弯矩图及故M 1M 12HM 12v66274

20、.5233114.65274087N mm其4）画转矩图轴6 校核轴的强度承C 剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面装置、键的设计目的过程分析结论输轴的材料为45 刚,调质处理.由表15-1查得B 640mpa入1275mpa ,1155mpa . 截面上由于轴肩而形成的理论应力轴查 取 . 因 r1集中系数及按附表 3-20.03 ,d30的D 36 1.2 , 经插值后可查得 d 30设又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为计故有应力集中系数按式 ( 附 3-4) 为及由附图3-2 得尺寸系数0.77; 由附图3-3 得扭转尺寸系数其0.88轴由附

21、图 3-4 得0.92承轴未经表面强化处理 , 即q1, 则按式 3-12 及 3-12a 得综合系数值为装置由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数、0.1 0.2 ,取0.1键0.05 0.1,取0.05的设计目的过程分析输于是 , 计算安全系数 Sca 值, 按式 (15-6)(15-8)则得入ScaS S5.89 S1.3 1.5故安全S 2S2轴7 按弯矩合成应力校核轴的强度的对于单向转动的转轴, 通常转矩按脉动循环处理, 故取折合系数设0.6, 则计查表 15-1 得1 =60mpa,因此ca1 , 故安全 .及8 校核键连接强度结论键校核安全轴校核安全轴承选用6006深沟球轴承，校核

22、安全寿命（）为其轴联轴器 :4T146300062.5mpapd1hl247(2882)承装置、键的设计输入轴的设计及其轴承装置、查表得p120 150mpa .pp故强度足够 .齿轮 :4T1463000p36 819mpad1hl(56 10)查表得p120 150mpa .pp故强度足够 .9. 校核轴承寿命轴承载荷轴承 1径向 : Fr 1F11311.28 N轴向 : Fa1Fa610.65 N轴承 2径向 : Fr 2F21209.75 N轴向 : Fa20因此 , 轴承 1 为受载较大的轴承 , 按轴承 1 计算按表 13-6, f p 1.0 1.2 , 取 f p1.0 按表

23、 13-5注 1, 对深沟球轴承取f 0 14.7 , 则相对轴向载荷为f 0 Fa14.7 610.651.08C08300在表 13-5中介于 1.031.38之间 , 对应的 e 值为 0.280.3,Y值为1.551.45线性插值法求Y值Y 1.45(1.551.45)(1.3801.08)1.541.3801.03键的故Pf p ( XF rYFa )1.0(0.561311.281.54610.65)1674 N设计查表 13-3 得预期计算寿命 Lh1200Lh2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论中1. 中间轴上的功率 P26.15kw, 转速 n 2 269.4

24、4r / min选轴的材料为钢，调质处间转矩 T2 21.798 10 4 N mm理轴求作用在车轮上的力的高速大齿轮 :设低速小齿轮 :计初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。及根据表，取 A 112 于是由式初步估算轴的最小其直径轴承装置、键的设计目的过程分析结论中这是安装联轴器处轴的最小直径 d1 2 , 取轴段 1 的直径 d1 32mm选用 HL型弹性柱销联轴器间轴的结构设计轴的尺寸（轴）拟定轴上零件的装配方案（见前图）：的）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度设计及其轴承装置、键的设（ 1）初选型号 6307 的深沟球轴承参数如下dDB358021d a44mmD a71m

25、m基本额定动载荷C r33.2KN基本额定静载荷 C r19.2KN故 d2d635mm轴段 7 的长度与轴承宽度相同 , 故取 l 617mm( 2 )轴段 3 上安装齿轮 , 为便于齿轮的安装 , d 3 应略大与 d2 , 可取 d 3 44mm . 齿轮左端用套筒固定 , 为使套筒端面顶在齿轮左端面上, 即靠紧 , 轴段 3 的长度 l 3 应比齿轮毂长略短 , 若毂长与齿宽相同 ,已知 齿 宽b1 55mm, b2100mm ,两齿轮间的间 隙l20 mm, d47mm取故取l 3(b1 2) l(b2 2) 5320 98171mm( 3 )齿轮右端用肩固定 , 由此可确定轴段4

26、的直径 ,轴肩高度h0.07 0.1d , 取 d442 mm , l 41.4h , 故取 l 46mm计为减小应力集中 , 并考虑右轴承的拆卸 , 轴段 5 的直径应根据 6307深沟球轴承的定位轴肩直径da 确定 , 即 d 5da44mm( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 H12mm ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度 C=50mm由.机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm. 故l1(CsB)eK51mml 2BsH(b1l 3 )43mml 5( Hs)l 414mm取齿轮齿宽中间为

27、力作用点,则可得L158mm ,L 297.5, L380.5mm目的过程分析结论中（ 5）键连接。间 高速齿轮：选普通平键轴 低速齿轮：选普通平键键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm键 12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm的5. 轴的受力分析设1) 画轴的受力简图计及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论中）计算支承反力间在水平面上F2tL3F1t(L2L3 )F1HL2L33291NL1轴在垂直面上的故 F2vFr 1F2rF1v1091N设总支承反力计3 )画弯矩图及故M1(M ,2(M ,2N mm1H )1v )192900.6其轴4)

28、画转矩图承6 校核轴的强度装低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面置、键的设计目的过程分析结论中轴的材料为 45 刚 ,调质处理.由 表 15-1 查得间B640mpa1275mpa , 1155mpa .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.因轴r1.6,D441.26, 经插值后可查得d0.046d3535的又由附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为设故有应力集中系数按式 ( 附 3-4)为计由附图3-2 得尺寸系数0.72; 由附图3-3 得扭转尺寸系数及0.85其由附图 3-4 得0.92轴轴未经表面强化处理 , 即q

29、1, 则按式 3-12 及 3-12a 得综合系数值为承由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数装0.1 0.2 ,取0.1置、键的设计0.05 0.1,取0.05目的过程分析结论中于是 , 计算安全系数 Sca 值, 按式 (15-6)(15-8)则得轴校核安全间S S1.3 1.5轴承选用 6307Sca5.89S故安全S2S2深沟球轴承，校轴7 按弯矩合成应力校核轴的强度核安全的对于单向转动的转轴, 通常转矩按脉动循环处理, 故取折合系数设计及其轴承装置、键的设计0.6 , 则寿命（）为查表 15-1 得1 =60mpa,因此ca1 , 故安全 .8 校核键连接强度高速齿轮 :4T24217980p44 865mpad3 hl(50 12)查表得p120