机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计说明书 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器 院系：粮油食品学院专业：食品科学和工程班级：食工0904班学号：2 _设计人：卫军指导教师：曹宪 周完成日期：2011年9月15日目录、传动装置总体设计 1A、确定传动方案 5B、电动机的选择 6C、计算传动装置的运动和动力参数 8i、n轴的大小齿轮 9n、川轴的大小齿轮 12D轴的设计计算及轴承的选择计算15E、轴承的选择计算 1617F、联接件、润滑密封和联轴器的选择及计算1、键连接2、联轴器的选择及计算 173、润滑方式、牌号及密封装置 18二、绘制减速器装配图 附图三、绘制零件图 附图四、参考文献 18五、总结 18原始数据：A

2、、已知条件1) .运输带工作拉力 F=1350N;2) .运输带工作速度v=1.2m/s(允许运输带速度误差为土 5%);3) . 滚筒直径D=180mm4) .滚筒效率nj =0.96(包括滚筒和轴承的效率损失 );5) .工作情况：正反转传动；断续工作，有轻微振动；启动载荷为公称载荷的1.4倍；每天工作12小时，寿命为8年，大修期3年，每年按260个工作日计算。B设计工作量1) 部件装配图(如减速器装配图)一张( A1或A0图纸);2) 零件工作图2张；3) 设计说明书一份。C设计步骤确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设计计算轴的设计计算轴承的选择计算

3、联接件、润滑密封和联轴器的选择及计算绘制减速器装配图绘制零件图编写计算说明书进行设计答辩等二、传动装置总体设计A、确定传动方案设计传动方案应满足下列条件(1) 工作机的工作要求；(2) 必须具有结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便等 特点。根据上述要求，初步选定的传动方案为：二级闭式齿轮传动方式。1、选择电动机1) 选择电动机类型和结构形式由于单位普遍使用三相交流电源，电压为 380V,所以一般选用三相交流异步电动机。 其中以三相鼠笼式异步电动机用最多，且Y系列全封闭鼠笼型三相异步电动机具有结构简单、工作可靠、起动特性好、价格低廉、维护等一系列优点，适用于不含易燃、

4、无腐蚀性气 体的一般场所，故广泛使用于齿轮减速器等无特殊要求的一般机器上。根据电动机的安装和防护要求，选择卧式封闭结构。2) 选择电动机的容量电动机的功率选择必须合适。选得小了，不能保护工作机的正常工作；选得大了，又增加成本。因此，选择电动机的功率时就应满足电动机的额定功率等于或稍大于电动机所需的 功率。根据已知条件计算得工作机所需的功率Pw为Fv10001350 1.21000=1.6 2kW设:5W输送机滚筒轴(5轴)之输送带间的传动效率;c 联轴器效率，c=0.99 ;g闭式圆柱齿轮传动效率，g= 0.97 ;b对滚动轴承效率，b=0.99 ;cy输送机滚筒效率，勺=0.96 ;估算传动

5、系统总效率为n 2汇口3汇“4汇耳623=c (g)( b) ： "c ( b： J cy)23=0.99 x(0.97) x (0.99) x 0.99 x (0.99 x 0.96) =0.8504工作机电动机所需功率 Po为Fb=1.4 PW=1.41.62 kW =2.67kW0.8504Pm> Pr条件的电动机额定由表所列Y系列三项异步电动机技术数据中可以确定，满足功率Pm应取3kW。3) 电动机转速的选择，根据已知条件计算得知输送机滚筒的工作转速- 82 r/minN =60 叫60 10002二 d3.14 280根据传动比的合理范围，单级圆柱齿轮传动比i齿二36

6、,二级直齿圆柱齿轮减速器的传动比i =936，则总传动比的合理范围i =936，故电动机的转速可选范围:nm = i nw =(9 36) 82r / min = 738 2952r / min根据容量和转速及有关手册，查得三种适用的电动机，因此有如下两种方案。型号额定功率P/kW转速 /(r/mi n)总传动比Y132S-6396011.71Y132M-837108.66Y100L2-43142017.32综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构、价格及减速器的传动比，可见第一种方案比较合适，因此应选择电动机的型号为Y132S-6。2、计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1）传动装置的总传动比

7、为= 11.71nm 960 inw 822）因i二“齿*2齿，按展开式布置，取|1齿二1 -3j2#可算出|2齿 一 1.3j减=3.04，则和齿=丄耳丨j1齿3.04= 3.843、传动装置的运动参数和动力参数1）各轴转速：I 轴nI - nm = 960r / minn 轴 n 产 a 二鰹=250r/ min m j1齿彳84川轴 n皿-二?50 ： 82r/minniH i2 齿 3.04滚筒轴 n iv = nm =82r/min2）各轴功率：I轴p|=p0z. -3 0.99 = 2.97kWn轴pu=p§ 广 2.97 0.99 0.97 =2.85kW川轴PIII

8、二 pugb = 2.85 0.99 0.97 = 2.74kW3）各轴转矩：I轴 Ti =9550日=9550 297 N m = 29.55N m1 InI960DTI2 85n轴95509550N m =108.87 N *mT门口250川轴 T III = 9550= 9550 274 N m = 319.11N mn “IIII 82C、计算传动装置的运动和动力参数直齿圆柱齿轮设计i、n轴的大小齿轮：1)选择齿轮材料及精度等级：考虑此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮选用 40Cr，调质，齿面硬度为 240260HBS大齿轮选用45钢，调质，齿 面硬度为220HB

9、S因机床用齿轮，选用 7级精度，要求齿面粗糙度Raw 1.63.2卩m2)按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以得I K(u+1) d 76.433丨1'2注 eg h确定有关参数如下：(1)齿轮z和齿宽系数'd取小齿轮齿数的Z1=22，则大齿轮齿数乙=i Z1 = 3.84汉22 =84.48，圆整 乙2 =84实际传动比 一乙一i0 Z184 二 3.8222传动比误差i - i 03.84-3 823.82- 0.52 % : 2.5%可用。i3.84齿数比 = i = 3.84|0查表取t =0.8(因软齿面)d(2)转矩T1(3)=9.55 106 =9.5

10、5 10n1载荷系数K查表取K=1.5许用接触应力二H 76 mm =2.96 10960匚 Him Z NTSn4N * mm由图查得二 Him 1 = 750MPa,二 Him 2 二 620MPa应力循环次数NlNL1 =60口壮=60 1460 1 (16 300 8) = 3.369Nli 3.36 汉108Nl2 川3.84=8.75 10查表得接触疲劳的寿命系数Znti =°.85, Znt2 =0.94按一般可靠度要求选择安全系数sh =1.0。所以计算两轮的许用接触应力7=D Himi ZnT1 _ 750>< °85 _ 637 5 Hi一

11、i.0 一Sh H2a Him2ZNT2 _ 620 0.9453? gi.0Sh故得 di _ 76.433KTi(U1)2= 76.433宇 du；h4叫竺1034mm= 36.36mm20.8 3.84模数 m = & = 60.50 mm = 2.75mmZ 22查表得取标准模数 m=3mm亠卄-2Kt13）校核齿根弯曲疲劳强度二f1 YFaY Sa 一 匚F】bm2zi确定有关参数和系数（1）分度圆直径d_, =口乙=3 22mm = 66mmd2 = m z2 = 3 84mm = 252mm（2）齿宽b 二 dd 0.8 66mm = 52.75mm取bi=60mm（ll

12、轴大齿齿宽） b2=65mm（l轴小齿齿宽）（3 ）齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数 Z1=22,Z2=84,查表得 Y Fa疔 2.52, YSa疔 1.625，Yfa2 二 2.15，Y Sa1.82(4)许用弯曲应力 plFlim Y STY NT r f=Sf查表得匚 FHm1 二 290MPa；:Flim2 二 210MPaYnt1 二 °87丫 NT2 二 °91试验齿轮的应力修正系数按一般可靠度选择安全系数Sf = 1 25计算两轮的许用弯曲应力:f< 二Flim1YsTYNT1 =Sn290 2 0.87MPa = 403.68MPa1.25

13、二 Flim2 YstY NT2 -Sn210 2 0 910 2 0.91 MPa 二 305.76MPa1.25将求得的各参数代入下式2KF1 一 2 Y Fa1YSa1_bm Z1=73.20MPa ；f12 1.30 4.95 1060 2 304-2.52 1.625MPa_ 2KT1_F22 Y Fa2 Y Sa2bm Z2二 69.95 卜 f2Y Fa2Y Sa2 = F1Y FalY Sal73.20ZHlMPa2.52 1.6254)故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。 计算齿轮传动的中心距 :=m(z1 z2) = 3 (22 84)mm 二 159mm2 2计算齿轮的圆周速度&

14、#39;二 dm13.14 66 960am/s二 3.32m/s60 1000 60 10007级精度合适。查表可知，可选用 7级或8级精度的齿轮，因核对齿轮为机床用，所以选用n、川轴的大小齿轮:1)选择齿轮材料及精度等级：考虑此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮选用 40Cr，调质，齿面硬度为 240260HBS大齿轮选用 45钢，调质，齿 面硬度为220HBS因机床用齿轮，选用 7级精度，要求齿面粗糙度 Raw 1.63.2卩m。2)按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以得I KTi(u+1) d冷 76.433阳 dug h确定有关参数如下：(1) 齿轮z

15、和齿宽系数-：d取小齿轮齿数的Z1=29，则大齿轮齿数 乙2“乙=3.04 29 =88.16，圆整 乙2 =8888实际传动比 0 = Z23.03029Z129传动比误差 LUo = 3.04 3.03 =0.33% : 2.5% 可用。i3.04齿数比.二=j0 =3.03查表取'd =°.9(因对称布置及软齿面)(5)转矩t1=9.55 106 =9.55 106 2.7482510 N * mm(6)载荷系数K查表取K=1.50(7)许用接触应力:h "匚 Him Z NTSn由图查得二 Him1 = 750MPa,二 Him 2 二 620MPa应力循环

16、次数N LNL1 =60nJth =60 242.93 1 (16 300 8)=560NL28Nli 560 108= 9.33 10查表得接触疲劳的寿命系数Znti =°.85，Znt2 =0.94按一般可靠度要求选择安全系数S = !.0。所以计算两轮的许用接触应力=b Him1 Znt1 _ 750k 0.85 637 5 h1一 1.0 一Sh H2a Him2ZNT2 _ 620 0.9453? g1.0 .Sh故得 d76.433_1.30"时 10*6+1）mm=82.92mm（STr1.0G582.82模数 m =90 mm = 3.103mm Zi 29

17、查表得取标准模数m=3.25mm3）校核齿根弯曲疲劳强度匚F2K T1 Y FaY Sa 一 匚F】bm Z1确定有关参数和系数（1）分度圆直径d m= 3.25 29mm = 94.25mmd2 = m z2 = 3.25 88mm = 286mm 齿宽b= dd 0.9 90mm=81mm取b3=85mm（ III 轴大齿齿宽）b4=90mm（ll轴小齿齿宽）（3 ）齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数 Z1=29, Z2=88,查表得 Y Fa1 = 2.52，YSa1 = 1.625，Yfa2 二 2.15,匚 Flim Y StY NT(4)许用弯曲应力二f】FY Sa 1.8

18、2Sf查表得匚 FHm = 290MPa； ；Fiim2 = 210MPaY NT1 = °87Y NT2 二 091试验齿轮的应力修正系数按一般可靠度选择安全系数计算两轮的许用弯曲应力Y ST = 2Sf = 1.25二 Flim1 Y STY NT1 =Sn290 2 0 87290 2 0.87 MPa 二 403.68MPa1.25二 F2二 Flim2 YstY NT2 =Sn210 2 0.91MPa = 305.76MPa1.25将求得的各参数代入下式2K-F1 2 Y Fa1Y Sa1 bm Z1=187.97MPa 卜 F12 1.30 2.86 1060 32 3

19、0-2.52 1.625MPa2KT1F22 Y Fa2 Y Sa2 -bm Z2=179.62 - f2Y Fa2Y Sa2 = F1Y Fa1Y Sa1187.972.15 1.82MPa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。 ）计算齿轮传动的中心距：m（zz2） = 3 （90 286）mm 二 188mm2 25）齿轮的圆周速度'60 10003.14 90 82m/s二 0.39m/s60 1000查表可知，可选用8级或9级精度的齿轮，因核对齿轮为卷扬机用,所以选用9级精度合适。D轴的设计计算及轴承的选择计算1、选择轴的材料并确定许用应力选用45钢正火处理，查表得知强度极限；-

20、76; = 60MPa,许用弯曲应力-B-_155MPa2、确定轴输出端直径考虑到齿轮在轴上有安装及轴向定位，所以算出各轴段的相应直径。按扭转强度估算轴 输出端直径，查表取 C=110，则fp'2 97按扭转强度估算轴输出羰直径，查表取。=110: di 乂話"吋莎mm=1603mm此轴承不用键槽，轴的直径和长度应和联轴器相符，选取TL4型弹性套柱销联轴器， 其轴孔直径为24mm和轴配合部分长度为 52mm故轴输出端直径 d1=24mm第I段为外伸端，其直径 d1=24mm其长度应比联轴器轴孔的长度稍短一些，取L1=22mm第n段为考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端面和箱体内壁应

21、有一定距离，则取套筒长为20mm通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体内壁应有一定的距离而定，为此取该段长为 78mm,d=32mm第川段直径 d2= d 1+2h=24+2X 5mm=34mm选6207型深沟球轴承，其内径为35mm宽度为17mm。，长度为 24mm第W段为过渡段，其直径 d3=50mm L3=124mm第V段为安装小齿轮段，其直径d4=50mm安装齿轮段长度应比齿轮宽度小2mm故长度为L4=82mm第W段为安装轴承安装套筒段，其直径d5=32mm长度为L5=40mmi °1 q Q G3) n 轴同理：dCU =110b*-m 24.76mm1.

22、n.250考虑有键槽，将直径增大 5%则d 1 =24.6 (1 5%)mm =25.99此轴通过键槽和两个齿轮连在一起，选6209型深沟球轴承，其内径为 45mm宽度为19mm，即d1=45mm考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端面和箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为20mm通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度， 并考虑联轴器和箱体外壁应有一定的距离而定，为此取该段长为30mm安装齿轮段长度应比齿轮宽度小2mm故第I段长L=( 2+20+19+30) mm=71m。第II段为安装大齿轮段，其直径 d2=45mm长度为L2= (60-2 ) mm=58mm.第III段为安装套筒段，其直径为d3=50m

23、m长度为L3=20mm.第IV段为安装小齿轮段，其直径 d4=90mm长度为L4=116mm第V段安装轴承段，其直径为ds=45mm长度为Ls= 23mmin轴同理:d1=C背 w<Smm = 55.09mm考虑有键槽，将直径增大 5%则d1 = 55.09 （1 5%）mm二57.84 此轴通过键槽和一个齿轮连在一起，选6213型深沟球轴承，其内径为 65mm宽度为23mm，即d1=65mm同理，取套筒长为 20mm通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑箱体内壁应有一定的距离而定，为此取该段长为30mm安装齿轮段长度应比齿轮宽度小2mm故第丨段长L1= （2+20+23+30） m

24、m=111mm第II段为安装套筒，其直径 d2=87mm长度为L2=20mm.第III段为轴肩，其直径 ds=74mm长度为Ls=81mm第IV段安装齿轮，其直径 d4=64mm L4=60mm第V段安转套筒，d5=58mm L5=75mm第W段为输出端，连接联轴器，d6=44mm L6=24mm二、轴的受力分析及计算轴的受力模型简化（见下图）及受力计算Fr?pAHpBVLI一、低速轴的校核（1 ）决定作用在轴上的载荷2T圆周力 R =2231.54Nd径向力 Fr = Ft tan ： =803.35 N(2)(3)垂直面的支撑反力冃、=- = 684N,F2、= -F =316Na +ba

25、 +b水平面的支撑反力Fl"1H =1877N , F2h a +b绘制垂直面的弯矩图（图A）-Fta = 869Na bMF x a= 13.75N m绘制水平面的弯矩图（图B）MshFih x a=82.4N m求合成弯矩图（图C）合成弯矩 Ma= Jm 场2 + M J +MaF = 84.1 N m求轴传递的转矩T=456.99N m（8）求危险截面的当量弯矩（图D）从图E可知，截面（I）弯矩值最大，最危险。其当量弯矩为Me = jMa? +&T)2Me=286.79N m（10）计算危险截面处轴的直径轴的材料为40Cr调质，由机械设计基础表 14-1查得；B=750

26、MPa,lcb 1= 60MPa,则MeId >3""eI =31.5mmV0._ib 】考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%, d=40mm 因为d=40mn< 80mm故轴设计合格设计结果及说明低速轴的有关图形如下:结果(A)(B)(D)由机械设计基础课程设计 和轴i配用的轴承，由 和轴n配用的轴承，由 和轴m配用的轴承，由 三、轴承强度的校核Mav=13.75N mh=82.4N mMaMa=84.15-3 /深沟球轴承（摘=42mm取轴承n=64mm取轴承m直径直径直径GB2 d=35mm轴承型 d=35m m轴承型号 d=45m m轴承型号89)知:6

27、20762096213直齿圆柱齿轮轴承只承受径向载荷5 年,所以 L h= 3*16*260=240000hC,查机械设计基础受中等载荷冲击所以P=F由设计任务书可得轴承工作 工作的正常温度为 100° 由设计任务书可知减速器受表 16-10 得:f p=1轴承m :Fr 1=684 N、Fr2=316N Fr 1>Fr2 P 3 =F n3=57.26r/mi nFr3 = 1367 N_ 106h=60n所以6213轴承合适ftC<fpP表 16-9 得:f t =查机械设计基础r 1=684N n 3=57.26r/min¥=13376033 >L津

28、联接的选择和校核计算-、键联接的选择查机械设计基础课程设计表 14-1(GB1096-79)选择如下表编号轴公称直径(mm)键型键长(L)键高(h)键宽(b)125C44810237A50811337A65811445C809143二、键强度的校核选择材料：Q275碳素结构钢查机械设计基础表 10-10得:p合格合格合适合适-p =100-120 MPa=100-120 MPa4T. icP 仁 =13.43Mpa - 100 Mpa =L._P ,dhl4T, icP 2=35.7Mpa - 100 Mpa = lcP ,dhl4T.cP 3=93.0Mpa - 100 Mpa = 一dhl

29、4T,】cP4=56.4Mpa - 100 Mpa = lcP ,dhl联轴器的选择一、联轴器的类型选择弹性柱销联轴器(GB5014-85)材料为HT200二、减速器输入端联轴器的选择1 、选择联轴器查机械设计基础课程设计表 17-1选HL联轴器GB5014-85从动端d2=48mm Z型 轴孔L=84mm C型键槽2、校核联轴器Tn=1250N m > To =29.84 N m符合要求n =2880r/mi n>n i= 960 r/mi n符合要求箱体的结构设计、结构尺寸箱座壁厚：、.=0.025a+ . ： > 8所以、=0.025 X 207+>8箱盖壁厚：

30、!=0.02a+ l <8=3 mm （双级）a=174mm 取,.=10mm=3 mm （双级）a=209mm、.1=7.18 v 8取、1=8mm箱体凸缘厚度：箱座b=1.5 ；.=15mm箱盖 b1=1.5、1=12mm箱底座 b2=2.5、.=25 mm加强肋厚：箱座 m=0.85、：=8.5mm箱盖 m=0.85、1=6.8mm地脚螺钉直径：d f=0.036a+12=0.036*207+12=19地脚螺钉数目：因为a v 250mm 所以取n=4轴承旁联接螺栓直径 ：d 1=0.75 d f=0.75*19=14.25mm取 di=16mm箱盖箱座联接螺栓直径：d 2=（0.

31、50.6）d f=10轴承盖螺钉直径:d 3i=8mm （4 个）d 3n =8mm （4 个）d 3m =10mm （6 个） 轴承盖外径：D 2=D+2.5d3 D2i =126mmD2n =124（180）mm D 2m=180（190）mm观察孔盖螺钉直径：d4=（0.3 df1、d、d2到主箱外箱壁的距离 df、d2到凸缘边缘的距离轴承旁台高度和半径：h=46mm 箱体外壁至轴 二、位置尺寸 齿轮顶圆至箱体内壁的距离 齿轮端面至箱体内壁的距离 轴承端面至箱体内壁的距离0.4）d f=7.6mm 取 d4=6 mm d 4=6 mm D 2m=180（190）mm :C 1=22 mm

32、:C 2=20 mmR承座1=C2=20mm端面距离l 1=C+C2+（510）=60mm.=14 取,1=14 mm取.：2=12 mm旋转零件间的轴向距离间的轴向距离： 齿轮顶圆至轴表面的距离：10大齿轮顶圆至箱底内壁距离：.'： 6> 3050箱底至箱底内壁的距离：7=20 mm减速器中心咼：H > Ri+ .）6+ .）7 箱体内壁至轴承座孔端面的距离： 轴承端盖凸缘厚度： ei =1.2*8=9.6mm e. 1=1.2取.：3=4 mm.：4=1015 mm取. ：4=10mm取.：5=12 mm取.：6=40 mm取 H=244mmL1=、.+G+C2+ （

33、5 10） =72e=1.2d 3n =1.2*8=9.6mm e m=1.2*10= 12mm减速器附件选择一、窥视孔查机械设计基础课程设计表 9-18选取板结构视孔盖 A=120mmA=A+ （56） =150mm A 0=0.5 （A+A） =135mmB =箱体宽度-（1520） =251 mmR=0.5 （B+B） =256mm d 4 =6B=B- （56） d4 =221mmh=2mm（Q235）设计结果及说明结果二、通气器由表9 8 （指导书）通气器的型号及参数如下参数dd1d2d3d4Dabchh1D1RkefsM27*1.-5M48*.5124.52460151022542439.56072232查机械设计基础课程设计表 9-14取M27*1.5其基本数据如下:D=60mm , D=39.6mm, S=32mm ,a=1