二级减速器(共36页)

1、 机械设计课程设计题 目： 二级减速器设计(shj)学 院： 机械与电子(dinz)控制工程学院专业(zhuny)班级 机电1312学生姓名： 学生学号： 10222019指导教师： 张朝辉 2013 年 1 月 15 日目 录设计题目（传动(chundng)方案对比确定）3传动系统的总体设计5 电动机的选择(xunz)5 传动比分配和传动参数、运动(yndng)参数的计算5齿轮传动的设计计算7 高速级齿轮设计7 低速级齿轮设计11链传动的设计计算16轴、键及联轴器的设计和校核18中间轴的结构设计18高速轴的结构设计21低速轴的结构设计25减速器及其各部位附属零件的设计29箱体29各部位附属零

2、件设计31润滑方式的确定32设计小结33计 算 及 说 明主 要 结 果设计题目设计一带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器。传动方案对比如下：（1）高速级锥齿轮仅由一端轴固定，运行时不稳定，易于产生噪音，严重磨损等，故不推荐。（2）带传动的传动比低，高速运行时单轴不稳定，且易打滑，故不推荐。（3）1输送带鼓轮2链传动3减速器4联轴器5电动机两组直齿轮构成减速装置，且用链传动作为输入端，结构简单且稳定，故采用此种减速装置原始数据：输送带牵引力2.7KN输送带速度1.1m/s输送带鼓轮直径370mm注：带式输送机用于运送谷物、型砂、煤等；输送机运转方向不变，工作载荷稳定；输送带鼓轮的传动效率

3、为0.97；工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。完成的设计内容：（1）设计说明书 1份（2）减速器装配图 1张（3）减速器零件图 2张（4）指导教师安排的其他内容2 传动系统的总体设计2.1 电动机的选择2.1.1选择电动机类型和结构Y系列三相异步电动机有构造简单、制造使用方便、效率高、启动转速大、价格便宜的特点，因此选择Y系列三相异步电动机。2.1.2 确定电动机功率运输带机构的输出功率：联轴器效率：滚动轴承效率：7级精度齿轮传动效率：开式滚子链传动效率：输送带鼓轮传动效率：传动系统总效率：电动机所需功率：2.1.3 电动机转速通常情况下多选和根据电动机的功率和转速可选取电

4、动机的型号为Y123S-4，参数如下：功率，空载转速，满载转速，直径2.2 传动比分配和传动参数、运动参数的计算2.2.1 传动比分配每级别传动的传动比在其推荐的范围内：圆柱齿轮传动：3-6 链传动：2-5总传动比为高速级传动比，为低速级传动比，为链轮传动比。取，则，2.2.2 传动参数和运动参数的计算，运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率（P/kW）转速（r/min)转矩()电机轴5.5144036.47高速轴5.39144035.75中间轴5.18364135.90低速轴4.97119398.853 齿轮传动的设计计算3.1 高速级齿轮的设计3.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料（

5、1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7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40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。 3.1.2 按齿面接触强度设计（1）确定公式中的各计算值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩齿轮作不对称布置，选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳极限由式10-13计算应力循环次数由图10-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，

6、安全系数S=1，得计算试算小齿轮分度圆直径，计算圆周速度计算齿宽b模数齿宽模数齿高计算载荷系数根据，7级精度，查图10-8得动载荷系数，直齿轮： 由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称分布时，由10-13得所以载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得计算模数m3.1.3 按齿根弯曲强度设计 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，大齿轮的弯曲疲劳极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得计算载荷系数查取齿形系数由表10-5查得：,查取

7、应力校正系数由表10-5查得：,计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮数值大。设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算得的模数1.481并取圆整值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮齿数：，取则大齿轮齿数，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.1.4 几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取，齿轮参数整理于下

8、表：小齿轮1大齿轮2中心距(mm)125传动比3.96模数(mm)2齿数24100分度圆直径(mm)50200齿顶圆直径(mm)54204齿根圆直径(mm)45195齿宽(mm)55503.1.5 小结实际传动比为几乎没有误差。3.2 低速级齿轮的设计3.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料（1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7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40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数取92 3.2.2 按齿面接触强度设计

9、确定公式中的各计算值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩齿轮作不对称布置，选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳极限6）由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19取接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，得计算1）试算小齿轮分度圆直径，2）计算圆周速度3）计算齿宽b模数齿宽模数齿高4）计算载荷系数根据，7级精度，查图10-8得动载荷系数，直齿轮： 由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称分布时，由10-13得所以载荷系数5）按实际的载荷系数

10、校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得6）计算模数m3.2.3 按齿根弯曲强度设计 确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得计算载荷系数查取齿形系数由表10-5查得：,查取应力校正系数由表10-5查得：,计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮数值大。设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径

11、（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算得的模数1.90并取圆整值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮齿数：，取则大齿轮齿数，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.2.4 几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取，齿轮参数整理于下表：小齿轮3大齿轮4中心距(mm)165传动比3.05模数(mm)2.5齿数32100分度圆直径(mm)80250齿顶圆直径(mm)85255齿根圆直径(mm)73.75243.75齿宽(mm)85804 链传动的设计计算4.1 确定链轮齿数小链轮齿数： 大链轮

12、齿数：，取：4.2 确定计算功率由表9-6查得，由图9-13查得，单排链。则计算功率为：4.3 选择链条型号和节距 根据 及，查图9-11，可选20A-1，查表9-1，链条节距4.4 计算链条数和中心距初选中心距，取，相应的链长节数：取链长节数查表9-7得中心距计算系数，则链传动的最大中心距为:4.5 计算链速v，确定润滑方式由和链条20A-1，查图9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。4.6 计算压轴力有效圆周力为，链轮水平布置时压轴力系数，则压轴力4.7 校核输送带的速度误差因为因此满足要求。5 轴、键及联轴器的设计和校核5.1 轴（中间轴）的结构设计5.1.1 设计依据，5.1.2

13、求作用在齿轮上的力已知大齿轮分度圆直径，小齿轮分度圆直径，,而，5.1.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取，于是得： 轴上的最小直径与滚动轴承配合，根据滚动轴承d的标准值取30mm。5.1.4轴的结构设计（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：（2）-段轴用于安装轴承6208，故取直径为40mm，-根据轴承的宽度取18mm；-段安装套筒，直径40mm，考虑大齿轮距箱体内壁的距离为10mm，且轴承距离箱体内壁距离为4mm，-段长度为15mm；-段安装小齿轮，直径42mm，长度略小于小齿轮宽度，为71mm；-段分隔两齿

14、轮，直径为50mm，根据设计草图装备要求确定长度为10mm；-段安装大齿轮，直径为42mm，长度略小于齿轮的宽度，为46mm；-段安装套筒和轴承，直径为40mm，长度为37mm。（3）轴上零件的周向定位 齿轮2与轴的周向定位采用A型平键连接，由轮毂长度和直径查表6-1得：齿轮2上的键配合均为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为K6：（4）确定轴上圆角和倒角尺寸：参考表15-2，取轴端倒角为。5.1.5键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力,取其平均值，键的工作长度，齿轮2上的键：故所选键的强度满足要求。5.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度（1

15、）求轴上的载荷和弯矩按脉动循环应力考虑，取（2）按弯扭合成应力校核轴的强度校核截面B：由,可得校核截面C:轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得：所以安全。5.1.7轴承寿命校核该轴上所用轴承型号为6208（1）径向力： （2）轴向力：（3）当量载荷：查表13-5，由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为：（4）轴承寿命的校核：查设计手册得故满足要求。5.2 轴（高速轴）的结构设计5.2.1 设计依据，5.2.2 求作用在齿轮上的力分度圆直径，, ，5.2.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取，于是得： Y1

16、32S-4的轴直径为38mm，选用联轴器孔径与之相适应的GY5，许用转速，许用转矩，计算转矩小于联轴器的公称转矩，因此合适。5.2.4轴的结构设计（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）各段直径的确定从右到左分述如下：该段由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为28mm；D段考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3-5mm，考虑到密封圈的直径，所以该段直径选为33mm；C段安装轴承6207，故即该段直径定为35mm；B-C段综合设计要求，直径定为38mm；B段轴制成齿轮轴，考虑到轴肩要有

17、1.6mm的圆角，综合设计的齿轮齿根圆尺寸，直径定为40mm；A段安装轴承6207，故即该段直径定为35mm。2）各段长度的确定从左到右分述如下：A段安装轴承，长度定为31mm；B段为齿轮轴，齿轮宽为55mm，该段长度定为55mm；B-C段综合设计要求，通过设计计算该段长度为82mm；C段安装轴承和挡油环，轴承宽17mm，该段长度定为27mmD段综合考虑箱体突出边缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度，长度定为53mm；该段根据所选联轴器确定，联轴器型号为GY5，考虑到轴承盖螺丝方便取出，长度定为42mm。（3）齿轮1采用齿轮轴，因为齿根圆到键槽底部距离e小于2mm。（4）齿轮2和齿轮3之间的距离为1

18、0mm。（5）轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定为采用B型平键连接，由表6-1得平键为，配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（6）确定轴上圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为5.2.5键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力,取其平均值，键的工作长度， 故所选键的强度满足要求。5.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度（1）作用在齿轮上的力和弯曲按脉动循环应力考虑，取（2）按弯扭合成应力校核轴的强度校核截面B：由,可得轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得：所以安全。5.2.7轴承寿命校核该轴上所用轴承型号为620

19、7（1）径向力： （2）轴向力：（3）当量载荷：查表13-5，由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为：（4）轴承寿命的校核：查设计手册得故满足要求。5.3 轴（低速轴）的结构设计5.3.1 设计依据，5.3.2 求作用在齿轮上的力分度圆直径，, ，5.3.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取，于是得： 5.3.4轴的结构设计（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段直径和长度的确定从左到右分述如下：考虑到设计计算的最小直径为38.1mm，故该段直径取40mm，考虑

20、到链轮轮毂宽度且轴承盖螺栓方便取出，取该段长度为82mm；该段要安装轴承盖和密封垫圈，考虑到轴肩的高度为3-5mm，结合密封垫圈的尺寸取该段轴直径为45mm，考虑到轴承盖螺丝方便卸下取该段长度为50mm；该段要安装轴承，综合轴肩高度选用轴承6210，轴承直径50mm，故该段直径为50mm，轴承宽度为20mm，故该段长度为20mm；考虑定位轴肩的高度为3-5mm，取该段轴的直径为57mm，综合设计要求，通过设计计算得该段长度为67mm；该段为轴环宽度取12mm，加定位轴肩高度直径取60mm；该段装配齿轮直径取52mm，长度比齿轮轮毂短3mm，取65mm；该段装套筒和轴承6210，直径50mm，长

21、度按装配要求取38mm。（3）轴上零件的周向定位： 小链轮的周向定位采用B型键连接，齿轮4的周向定位采用A型平键连接，由轮毂长度和直径查表6-1得：小链轮上的键，配合为齿轮4上的键，配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为5.3.5键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力,取其平均值，键的工作长度， 故所选键的强度满足要求。5.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度（1）作用在齿轮上的力和弯矩按脉动循环应力考虑，取（2）按弯扭合成应力校核轴的强度校核截面B：由,可得轴的材料为45钢

22、，调质处理，由表15-1得：所以安全。5.3.7轴承寿命校核该轴上所用轴承型号为6207（1）径向力： （2）轴向力：（3）当量载荷：查表13-5，由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为：（4）轴承寿命的校核：查设计手册得故满足要求。 综合以上，轴的设计、键的选择、轴承的选择都是合理的。6 减速器及其各部位附属零件的设计6.1 箱体6.1.1 箱体（盖）的分析箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度、刚度、寿命、工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好、便于制造、重量轻、成本低廉的机器。6.1.2 箱体（盖）的材料由于本设计的减速器为普通型，故常用H

23、T150灰铸铁制造，这是因为铸造的减速箱刚性好，易得到美观的外形，易切削，适用于成批生产。6.1.3 箱体的设计计算 箱体的结构见下表：名称符号计算公式结果箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径20mmM20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径14mmM14机盖与机座联接螺栓直径10mmM10轴承端盖螺钉直径8mmM8视孔盖螺钉直径8mmM8定位销直径8mmM8，至外机壁距离查手册16mm，至凸缘边缘距离查手册14mm轴承旁凸台半径14mm轴承旁凸台高度60mm外机壁至轴承座端面距离38mm大齿轮顶圆与内机壁距离12mm齿轮端面与内机

24、壁距离10mm机盖，机座肋厚轴承端盖外径160mm轴承旁联结螺栓距离160mm6.2 各部位附属零件设计6.2.1 窥视孔盖与窥视孔在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，大小只要够手伸进操作即可，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况，润滑油也由此注入机体内。6.2.2 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。6.2.3 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。6.2.4 通气

25、器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。6.2.5 启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整。6.2.6 定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置。6.2.7 环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。6.2.8 调整垫片用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。