二级减速箱课程设计

题目及总体分析……………………2各主要部件选择……………………2选择电动机…………3分配传动比…………3传动系统的运动和动力参数计算…………………4设计高速级齿轮……………………6设计低速级齿轮…………………10减速器轴及轴承装置、键的设计………………14I轴（高速轴）及其轴承装置、键的设计……14II轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计……19III轴（低速轴）及其轴承装置、键的设………25润滑与密封………30减速器附件设计…………………30箱体结构尺寸……………………31设计总结…………32参考文献…………32一.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7400N，运输带速度为2.60m/s，运输机滚筒直径为360mm。工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用折旧期：8年；4年一次大修；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。减速器类型选择：选用二级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大圆锥滚子轴承联轴器弹性联轴器目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝7400×圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η182球轴承传动效率(四对)为η24弹性联轴器传动效率(两个)取η32输送机滚筒效率为ηj电动机输出有效功率为要求电动机输出功率为转速确定电动机的转速：滚筒的转速电动机的转速为型号查得二级圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为符合这一范围的同步转速为1500r/min，3000r/min两种。根据电动机的功率以及转速，查表17-7可得出只有Y200L1-4、Y200L1-2这两种电机合适。综合考虑电动机的重量、价格等因素，最终选用型电动机。查得型号Y200L1-4封闭式三相异步电动机参数如下：选用型号Y200L1-4封闭式三相异步电动机目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比，其中i是传动系统的总传动比，多级串联传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；nw为带式输送机的转速。计算如下：2.分配传动比：为了便于二级圆柱齿轮减速器采用侵油润滑，当二级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350,齿宽系数相等时，考虑面接触强度接近相等的条件，二级圆柱齿轮减速器的高速级传动比：低速级传动比为：目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算传动系统的运动和动力参数计算传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、、、、；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为、、、、；对应于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、、、；相邻两轴间的传动效率分别为、、、。传动系统各轴的转速，功率和转矩计算。0轴（电动机轴）：Ⅰ轴（减速器高速轴）：2轴（减速器中间轴）3轴（减速器低速轴）:4轴（输送机滚筒轴）:轴号电动机两级圆柱减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1470n1=1470n2n3n4功率P(kw)P0=30P1P2P3P4转矩T(N·m)T0T1T2T3T4两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比ii01=1i12i23i34=1传动效率ηη01η12η23η340轴（电动机轴）：Ⅰ轴（减速器高速轴）：Ⅱ轴（减速器中间轴）:3轴（减速器低速轴）:4轴（输送机滚筒轴）:目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮传（2）选用7级精度（3）材料选择。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Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝ｉ1·Z1＝×24=,取Z2=77。（5）选取螺旋角。初选螺旋角1.选用斜齿圆柱齿轮传2.选用7级精度3.小齿轮材料为40Cr（调质）4.大齿轮材料为45钢（调质）按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（２）计算圆周速度（３）计算齿宽ｂ及模数（４）计算纵向重合度（５）计算载荷系数K已知使用系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，因为，，由图10-13查得由表10-3查得故载荷系数（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（７）计算模数分度圆直径：模数：目的过程分析结论按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由式10-17确定计算参数（１）计算载荷系数（２）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数（３）计算当量齿数（４）查取齿形系数由表10-5查得，（５）查取应力校正系数由表10-5查得，（６）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强度极限（７）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数（８）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（９）计算大小齿轮的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法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取＝2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则，取模数齿数几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为134mm２）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算大、小齿轮的齿根圆直径计算齿轮宽度圆整后取；中心距螺旋角分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度验算合适验算合适七.设计低速级齿轮目的设计过程结论选定齿轮精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮传（2）选用7级精度（3）材料选择。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Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝ｉ1·Z1×24=76.8,取Z2=77。1.选用直齿圆柱齿轮传2选用7级精度3小齿轮材料为40Cr（调质）4大齿轮材料为45钢按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10-9a进行试算，即确定公式各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩由表10-7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强度极限（６）由式10-13计算应力循环次数设每年工作300天,（7）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数，（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1％，安全系数为S=1，由式10-12得计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（2）计算圆周速度v（3）计算齿宽b（4）计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高（5）计算载荷系数K根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数直齿轮，由表10-3查得由表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布置时，由，，查图10-13得故载荷系数（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（７）计算模数ｍ分度圆直径模数：按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为确定公式内的计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数为S=1.4，由式10-12得计算载荷系数（５）查取齿形系数由表10-5查得，（６）查取应力校正系数由表10-5查得，（７）计算大小齿轮的，并比较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m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3.95，并就近圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取模数齿数几何尺寸计算计算分度圆直径计算齿根圆直径计算中心距计算齿宽取分度圆直径齿根圆直径中心距齿宽验算合适验算合适八.减速器轴及轴承装置、键的设计1.I轴（高速轴）及其轴承装置、键的设计（高速轴）目的过程分析结论高速轴的设计及其键、轴承装置的设计高速轴的设计及其键、轴承装置的设计１．输入轴上的功率，２．求作用齿轮上的力３．初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩查表14-1取，则查《机械设计课程设计》，选用GB/T5014-2003型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000N·。半联轴器的孔径，轴孔长度L＝84,型轴孔,A型键,联轴器主动端的代号为LX440*84GB/T5014-2003,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取４．轴的结构设计１）拟定轴上零件的装配方案（见前图）２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取2段的直径,由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定。（2）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据，由轴承目录里初选30210GB/T297号其尺寸为,故,,,基本额定动载荷，基本额定静载荷，。由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，,（3）轴段6做成齿轮轴，所以，高速小齿轮齿宽为70，所以（4）轴段4为过渡轴段,，由装配关系及箱体结构等确定（5）从表15-1可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为a=20mm,,轴1的总长L=436mm,取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,5。键连接。联轴器：选单圆头平键GB/T1096键,即b=12mm，h=8mm，L=70mm选轴的材料为45钢，调质处理选用GB/T5014-2003型弹性柱销联轴器LX440*84，A型键轴的尺寸（ｍｍ）：轴承选用:圆锥滚子轴承30210GB/T297联轴器键连接：GB/T1096键高速轴及其键、轴承装置校核高速轴及其键、轴承装置校核高速轴及其键、轴承装置校核高速轴及其键、轴承装置校核6.轴的受力分析1)计算支承反力在水平面上在垂直面上故总支承反力2)画弯矩图故，所以3)画扭矩图4)画轴的受力简7.校核轴C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，故C剖面左侧为危险剖面进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力前面以选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1，得：，因此，故安全。8．校核键连接强度高速齿轮:查表得.故强度足够.9.校核轴承寿命轴上的轴承寿命计算预期寿命：已知查机设教材表13-7知查[2]表13-5和机械设计课程设计表15-1得当时，X=1，Y=0，其中。则应有：，“压紧”“放松”判别：放松压紧故，计算当量载荷：，则X=1，Y=0。则有则X=0.4，Y=1.4.故P=1.1（验算轴承：取，圆锥滚子轴承L=>LL=>L故=1\*ROMANI轴上的两个轴承满足要求。轴校核满足要求键校核满足要求轴承校核满足要求高速轴、键、轴承校核安全2.II轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计（中间轴）目的过程分析结论中间轴的设计及其键、轴承装置的设计中间轴的设计及其键、轴承装置的设计1.中间轴上的功率转矩２．求作用在车轮上的力高速大齿轮:低速小齿轮:３．初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径４．轴的结构设计１）拟定轴上零件的装配方案（见前图）２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号圆锥滚子轴承，参数如下选圆锥滚子轴承30210GB/T297，，，基本额定动载荷，基本额定静载荷，故(2)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。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2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知高速大齿轮齿宽,所以(3)轴段2上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知低速速小齿轮齿宽,所以(4)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段4的直径,轴肩高度,取,,故取(5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取,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，为便于加工取44mm。5。键连接。高速齿轮：选普通平键GB/T1096键b=18,h=11,L=56低速齿轮:选普通平键GB/T1096键b=18,h=11,L=125选轴的材料为45钢，调质处理轴的尺寸（ｍｍ）：轴承选用:圆锥滚子轴承30210GB/T297高速齿轮键连接：GB/T1096键低速齿轮键连接：GB/T1096键中间轴及其键、轴承装置校核中间轴及其键、轴承装置校核中间轴及其键、轴承装置校核中间轴及其键、轴承装置校核中间轴及其键、轴承装置校核6.轴的受力分析从表15-1可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为a=20mm,,轴1的总长L=299mm,取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,1)计算支承反力在水平面上在垂直面上故总支承反力2)画弯矩图故3)画扭矩图4)画轴的受力简图7.校核轴的强度低速小齿轮剖面，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进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机设书P373式（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力前面以选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1，得：，因此，故安全。8.校核键连接强度高速齿轮:查表得.故强度足够.低速齿轮:查表得.故强度足够.9.轴上轴承的寿命计算预期寿命：已知，查机设教材表13-7知查[2]表13-5和机械设计课程设计表15-1得当时，X=1，Y=0，其中。则应有：，“压紧”“放松”判别：放松压紧故，。计算当量载荷：，则X=1，Y=0。则有则X=0.4，Y=1.4。故验算轴承：取，圆锥滚子轴承，故=2\*ROMANII轴上的两个轴承满足要求。轴校核满足要求键校核满足要求轴承校核满足要求中间轴、键、轴承校核安全3.III轴（低速轴）及其轴承装置、键的设计（低速轴）目的过程分析结论低速轴的设计及其键、轴承装置的设计低速轴的设计及其键、轴承装的设计低速轴的设计及其键、轴承装置的设计１．输出轴上的功率转矩２．求作用在轴上的力３．初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径，这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，取，联轴器的计算转矩查表14-1取，则查《机械设计课程设计》，选用GB5014-2003中的LX5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N·ｍ。半联轴器的孔径，轴孔长度L＝107ｍｍ,J型轴孔,B型键,联轴器主动端的代号为LX5J70*107GB5014-2003,相应地,轴段的直径,轴段7的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取４．轴的结构设计１）拟定轴上零件的装配方案（见前图）２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（１）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段2左端需制处一轴肩，轴肩高度,故取2段的直径,由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定（采用毡圈密封）。（2）初选深沟球轴承深沟球轴承6316GB/T276参数如下：故，由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，,(3)轴段2上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取(4)齿轮左端用肩固定,由此可确定轴段3的直径,轴肩高度,取,,故取为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6313深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即(5)过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，有轴间关系取取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,5。键连接。联轴器：选平头平键GB/T1096键Bb=20mm，h=12mm，L=90mm齿轮：选圆头平键GB/T1096键b=25mm，h=14mm，L=125mm选轴的材料为45钢，调质处理选用GB/T5014-2003型弹性柱销联轴器LX540*84，B型键轴的尺寸（ｍｍ）：轴承选用:深沟球轴承6316GB/T276高速齿轮键连接：GB/T1096B低速齿轮键连接：GB/T1096键低速轴及其键、轴承装置校核低速轴及其键、轴承装置校核低速轴及其键、轴承装置校核6.轴的受力分析取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，1)计算支承反力在水平面上在垂直面上总支承反力2)画弯矩图故3)画转矩图4)画轴的受力简图7.校核轴的强度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进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力前面以选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1，得：，因此，故安全。8.校核键连接强度联轴器:查表得.故强度足够.齿轮:查表得.故强度足够9.校核轴承寿命预期寿命：,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,,取,,故,>L,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,,取,,故,>L故Ⅲ轴上的两个轴承满足要求轴校核满足要求键校核满足要求轴承校核满足要求高速轴、键、轴承校核安全目的过程分析结论润滑与密封1．润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。由前面传动件设计部分知道齿轮圆周速度小于2m/s,故对轴承采用润滑脂润滑，为此在轴承旁装有挡油环以防止润滑脂流失。2．密封方式的选择轴承端盖于轴间的密封：（1）轴伸出端的密封由于传动件的圆周速度小于3m/s,选择密封形式为粗羊毛毡封油圈密封。（2）箱体结合面的密封为了保证机盖与机座联接处密封的可靠性，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，其表面粗糙度应不大于6.3。机盖与机座结合面上涂密封胶的方法实现密封。（3）轴承箱体内，外侧的密封1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。3．润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN－2润滑脂十.减速器附件设计目的过程分析结论减速器附件设计减速器附件设计1.观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。油面指示装置采用油标指示。通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选型通气帽。4.放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选型外六角螺塞。5.起吊环、吊耳的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。十一.箱体结构尺寸目的分析过程结论机座壁厚δδ=0.025a+58mm机盖壁厚δ1δ15a+58mm机座凸缘壁厚δ12mm机盖凸缘壁厚b1δ112mm机座底凸缘壁厚b2=2.5δ20mm地脚螺钉直径df=0.036a+1220mm地脚螺钉数目a<250,n=66轴承旁联接螺栓直径d1=0.75dfmm机盖与机座联接螺栓直径d2d