齒輪減速箱課程設計

1、目 錄一、設計任務 3二、電動機的選擇和計算 4三、傳動比 6 四、傳動裝置的運動和動力參數 7五、齒輪的設計計算 9 六、箱體的設計計算 14七、二級圓錐圓柱齒輪減速器軸的方案設計 16八、軸承的校核 23九、鍵的選擇與校核 27十、軸承的潤滑及密封 29十一、設計小節(jié) 30一、設計任務 帶式輸送機的原理是通過傳動裝置給皮帶傳替力和運動速度。它在社會生產中廣泛應用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執(zhí)行機構如下：帶式輸送機傳動裝置設計1.原始數據和條件1)推力f=4000；2)推頭速度v=0.85m/min；3)工作情況： 兩班制，常溫下連續(xù)工作，空載起動，載荷平穩(wěn)；4)使用折舊期10年。2.

2、參考傳動方案 二、電動機的選擇和計算1、 類型：按工作要求和條件，選用三相籠式異步電動機，封閉式結構；電壓380v，y型。2、 容量： 由電動機至運輸帶的傳動總效率為 其中 分別代表軸承、彈性聯(lián)軸器、圓錐齒輪、圓柱齒輪、卷筒的效率。查表1，取=0.98，=0.99 =0.96，=0.97，=0.963、電機轉速卷筒軸工作轉速為： r/min按表1推薦的傳動比合理范圍，取二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比故電動機轉速的可選范圍為 r/min符合這一范圍的同步轉速有750，1000，1500 r/min根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種傳動比方案：方案電動機型號額定功率電動機轉速 r/min電動機重量

3、 同步轉速滿載轉速1y132s45.5k160m85.5kw7507201253y132m265.5kw100096085綜合比較而言，選定方案3比較合適，因此選定電動機型號為y132m26其主要性能如下：型號額定功率kw滿載時轉速r/min電流（380v 時 ） a效率%功率因數%y132m265.59606.585.3846.52.02 電動機主要外形和安裝尺寸列于下表：單位：mm中心高h外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺柱孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸1325153453152161781238801041三、傳動比1、總傳動比滿載傳動 =960 r/min2、分配傳動裝置

4、傳動比 減速器傳動比為：3、分配減速器的各級傳動比 圓錐齒輪傳動比為： 圓柱齒輪傳動比為：四、傳動裝置的運動和動力參數1、各軸轉速 軸 軸 軸 卷筒軸 2、各軸輸入功率 kw kwkw*3、各軸輸出功率 軸 軸 軸 4、各軸輸入轉矩電動機軸輸出轉矩： 軸 軸 軸 卷筒輸入轉矩：5、各軸輸出轉矩 軸 軸 軸 卷筒軸 6、運動和動力參數計算結果整理與下表軸名效率p（kw）轉距t (nm)轉速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機4.2041.789601.000.99軸4.164.0841.3640.539603.000.94軸3.913.83116.73114.313205.520.95軸3.723

5、.65612.52600.2757.971.000.97卷筒軸3.613.54594.27582.3857.97 五、齒輪的設計計算 選用齒輪類型、精度等級、材料和齒數 1、選直齒圓錐齒輪傳動為高速傳動，直齒圓柱齒輪為低速傳動； 2、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb1009588）; 3、材料選擇，由表101選擇兩小齒輪材料都為40cr（調質）、硬度為280hbs；兩大齒輪材料都為45號鋼（調質）、硬度為240hbs，兩者材料硬度差為40hbs.（一）高速級齒輪傳動的設計計算1、選小齒輪齒數z=24，大齒輪z= 。 2、按齒面接觸強度計算：由計算公式進行計算1)確定公式內的

6、各計算值：(1)試選定載荷系數1.3(2)計算小齒輪的轉距：(3)查表選得齒寬系數(4)由表106得，材料的彈性影響系數(5)小齒輪的大齒輪的(6)由公式計算壓力循環(huán)次數 假設一年工作300天=(7)由圖109查得接觸疲勞壽命系數(8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全敘述為s=1，得可得: 2） 計算計算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值 計算圓周速度v：計算齒寬b: 計算齒寬與齒高之比b/h模數：齒高：則 計算載荷系數根據v=3.125m/s ，8級精度，查得動載系數k=1.12取由表102查得使用系數：由表109查得則 故載荷系數 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑， 計算模數m：

7、 取3）按齒根彎曲強度設計：(1)由式1023得彎曲強度的設計公式為確定各項計算值：1)由圖1020c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為 2)由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數 3)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，s=1.4，由式（1012）得 =4)計算載荷系數k查取齒型系數，查取應力校正系數得：, 5)計算大、小齒輪的，并加以比較 設計計算 對計算結果，齒面接觸疲勞強度計算的模數m大雨由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數

8、2.142，并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度計算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊、避免浪費。4、幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑2)計算中心距 3)節(jié)錐頂矩 4）節(jié)圓錐角5）大端齒頂圓直徑 小齒輪 大齒輪 6)齒寬 取7)驗算 所以設計符合條件。（二）低速級齒輪傳動的設計計算、齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為45鋼（調質）。齒面滲碳淬火，硬度為250hrc。（2）齒輪精度：按gb/t10095

9、1998，選擇8級，齒根噴丸強化。2、試選小齒輪的齒數為=17，=3、按齒面接觸強度計算由計算公式d進行計算1)確定公式內的各計算值：試選定載荷系數1.3；計算小齒輪的轉距，由前面算得：；查表選得：齒寬系數；由查表得，材料的彈性影響系數按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：大齒輪的接觸疲勞強度極限： 由公式計算壓力循環(huán)次數n=60=n查得接觸疲勞壽命系數(9)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全敘述為s=1，得可得:= =2） 計算計算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值,取計算圓周速度v：計算齒寬b: b= d1計算齒寬與齒高之比b/h模數： 齒高：則 b/h=65/8.603=7.56

10、計算載荷系數：根據v=1.089m/s ，7級精度，由圖103查得動載系數k=1.05假設，可查表得，由表102查得使用系數：k由表104查得7級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時： 有由b/h=7.56，查表得，故載荷系數 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑， 計算模數：3、按齒根彎曲強度設計得彎曲強度的設計公式為確定各項計算值； 由圖1020c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為； 由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數； 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，s=1.4，由式（1012）可得 =mpa=mpa 計算載荷系數k 查取齒型系數， 查取應力校正系數得：, 計算大小齒輪

11、的，并加以比較： 設計計算：, 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅于齒輪直徑（即模數于齒輪的乘積）相關；可取由彎曲強度算得的模數2.766mm，并就近圓整為標準值。按接觸強度算得的分度圓直徑。則小齒輪齒數:，大齒輪齒數：,幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 計算中心距： 計算齒輪寬度： 取 驗算： 所以設計符合條件。六、箱體的設計計算已知：中心距 a=244.5mm,a為圓柱齒輪傳動中心距。1、機座壁厚 取=10mm2、機蓋壁厚 取=10mm3、機座凸緣厚度4、機

12、蓋凸緣厚度5、機座底凸緣厚度6、地腳螺釘直徑 取。由機械設計手冊上查的標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d為m（24）7、地腳螺釘數目因為， 所以=48、軸承旁連接螺栓直徑；取mm。查得標準件六角頭螺栓c級 其螺紋規(guī)格 d為m（20）9、機蓋與機座連接螺栓直徑查得標準件六角頭螺栓c級 其螺紋規(guī)格 d為m（12）10、連接螺栓的間距，取11、軸承端蓋螺釘直徑 取 查得標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為m(10)12、窺視孔蓋螺釘直徑 取查得標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為m（8）13、定位銷直徑 取查得標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為m（10）14、至外機壁距離由機械設計課

13、程設計指導書中表4，取 15、至凸緣邊緣距離同樣取16、軸承旁凸臺半徑17、外機壁至軸承座端面距離18、大齒輪頂圓與內機壁的距離： 取=20mm19、圓錐齒輪端面與內機壁的距離： 取20、機蓋、機座肋厚21、凸臺高度 22、軸承端蓋凸緣厚度，取23、軸承端蓋外徑 =軸承孔直徑+=38+，取24、軸承旁聯(lián)接螺柱距離 七、二級圓錐圓柱齒輪減速器軸的方案設計第一根軸的設計1 確定輸出軸上的功率，轉速和轉距。由前面可知=4.89kw，=960r/min, =48.645。2 求作用在軸上的力 3、初步確定軸的最小直徑：低速軸材料為45鋼，經調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，根據153取，于是得：

14、,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉距： 取 。采用彈性塊聯(lián)軸器（tl 4型）,其公稱轉矩為125，軸孔直徑為25mm，軸孔長度聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度所以.4、軸的結構設計：1） 擬定軸上零件的裝配方案；具體的裝配與結構圖如裝配圖所示。2）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處右邊設一軸肩，取左端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑32mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比稍短些，現(xiàn)?。?）初步選擇滾動軸承，根據在軸承中選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，基本尺寸為故取其右端采用軸肩

15、進行軸向定位，取h=2mm,故 (3)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內壁為8mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm，即=30。3）軸上零件的周向定位：聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接。由手冊查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為20mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6。小圓錐齒輪跟軸的連接采用平鍵，由手冊查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為32mm。4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為，其右端倒角。從左至右

16、軸肩的圓角半徑分別為1.6mm，1.0mm，2.0mm，2.0mm，1.0mm，1.6mm。5、求軸上載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定支點位置時承，應從手冊中查取a值。對于30306型圓錐滾子軸承由手冊查得a=16mm,因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為：,根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的，值列于下表：載荷水平面垂直面支反力,彎矩總彎矩扭矩6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面c的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調質處理。查得,因此，故安全。第二根軸

17、的設計1、確定輸出軸上的功率，轉速和轉距。由前面可知=4.696w，=320r/min, =140.146n.m 2、求作用在軸上的力由前面第一根軸的受力分析可得作用在第二根軸上大圓錐齒輪的力由后面第三根軸的受力分析可得作用在第二根軸上小圓柱齒輪的力3、初步確定軸的最小直徑軸材料為45鋼，經調質處理。按扭轉強度計算公式，初步計算軸徑，取。取此處為軸的最小直徑。 4、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案；2）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）初選軸承為滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據選取0基本游隙，標準精度級的單列圓錐滾子軸承（型

18、號為30307），基本尺寸為取 （2）右端滾動軸承采用軸肩定位。由手冊查得30307型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此。錐齒輪距左端箱體的距離為16mm, 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm。已知滾動軸承寬度t=34mm,大錐齒輪輪轂長l=40mm。所以。錐齒輪和軸承之間用軸環(huán)確定距離，取其寬度為。 (3)已知大圓錐齒輪輪轂寬度為40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊圓錐齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取。圓錐齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取h=4mm，則軸環(huán)處直徑。軸環(huán)寬度取。 (4)已知小圓柱齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊

19、齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取。至此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位圓柱齒輪和軸的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接。由手冊查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為63mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6；同樣查得圓錐齒輪與軸的聯(lián)結：平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為36mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端倒角為，其右端倒角。從左至右軸肩的圓角半徑均為2.0mm。5)軸承由手冊查得寬度為

20、a=17mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為。 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，值列于下表：載荷水平面垂直面支反力,彎矩總彎矩扭矩6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面c的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調質處理。查得,因此，故安全。第三根軸的設計1、確定輸出軸上的功率，轉速和轉距。由前面可知=4.51kw，=71.67r/min, =600.936。2、 求作用在齒輪上的力因已知低速級齒輪的分度圓直徑為mmn3、 初步確定軸的最小直徑低速軸材料為45鋼，經調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，

21、取,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉距：取。查標準gb/t50141985,選用彈性塊柱聯(lián)軸器hl 4型，其公稱轉矩為半聯(lián)軸器的孔徑故取；長度聯(lián)軸器與軸的配合長度為4、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案；2）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處右邊需制出一軸肩，取左端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑60mm。為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比l稍短些，現(xiàn)?。?）初選軸承為滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據選取

22、0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承，其基本尺寸為故取 (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑，齒輪的右段與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取左端采用軸肩定位，軸肩高度所以取齒輪距右端箱體的距離為16mm, 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm。已知滾動軸承寬度t=34mm,所以。 (4)錐齒輪距左端箱體的距離為16mm, 錐齒輪與圓柱齒輪的距離為c=25mm。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm。已知滾動軸承寬度t=34mm,大錐

23、齒輪輪轂長l=40mm。則：；。至此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按有手冊查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為63mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為14mmmm,長度70mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.6mm，1.6mm，2.0mm，2.0mm，2.0mm，1.6

24、mm.5)首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定支點位置時承，應從手冊中查a值。對于30312型圓錐滾子軸承由手冊查得a=27mm,因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為l=192mm,根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，值列于下表：載荷水平面垂直面支反力,f,彎矩總彎矩扭矩6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面c的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調質處理。查得,因此，故安全。八、軸承的校核（一） 高速級軸的軸承的校核 初步選滾動軸承：因軸承受有徑向力和軸向力作用，

25、選用圓錐滾子軸承，根據在軸承中選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，基本尺寸為。1、軸承的受力分析 fr ft fv1 f v2 fh1 f h2 垂直面內軸的受力 水平面內軸的受力 齒輪減速器高速級傳遞的轉矩： 軸承的垂直面的支座反力分別為：n；n；所處軸承的水平面的支座反力分別為n；n； 根據受力分析及實際情況，選擇深溝球軸承。軸承型號為：303062、軸承受徑向力分析軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數： ；軸承a受的徑向力f=n, 軸承b受的徑向力：f=n；3、軸承壽命計算與校核因：，則按軸承b來計算軸承壽命。lh實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命

26、要求。（二） 中間級軸承的設計與校核初步選滾動軸承：因軸承受有徑向力和軸向力作用，選用圓錐滾子軸承，根據選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其基本尺寸為。1、 中間級受力分析 f v 2 fv1 fh1 f h2 垂直面內軸的受力 水平面內的受力 作用在圓錐大齒輪（從動輪）上的力為：圓周力： ,徑向力： 其所受力的方向與速級小圓錐齒輪的方向相反，大小相同。作用在中間級小圓柱齒輪（主動輪）上的力為：圓周力：徑向力：2、計算軸上的支反力垂直面的支座反力分別為：, 水平面的支座反力分別為：,3、軸承的選擇與計算根據受力分析及實際情況，選擇深溝球軸承，型號為30307。軸承a受的

27、徑向力：=n, 軸承b受的徑向力：f=n 4、軸承壽命計算與校核因：，則按軸承b來計算軸承壽命。lh實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。（三）低速級軸承的設計與計算1、 低速級軸和軸承所受的力圓周力：=n,徑向力： f= 作用在低速級齒輪上的力為：軸承的垂直面的支座反力分別為：,軸承的水平面的支座反力分別為：,；2、 初選軸承型號根據受力分析及實際情況，初選圓錐滾子軸承,軸承代號:30312.內徑為60mm、0級公差、0組游隙的圓錐滾子軸承。3、 計算軸承受的徑向力軸承a受的徑向力：=n, 軸承b受的徑向力：f=n, 4、軸承壽命計算與校核因：，則按軸承b來計算軸承壽命。lh實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。九、鍵的選擇與校核設定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，大圓錐齒輪與中間軸之間的鍵為鍵2，小圓柱齒輪與中間軸之間的鍵為鍵3，大圓柱齒輪與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5，輸入軸與小圓錐齒輪之間的鍵為鍵6。 鍵的類型 圖 1、根據軸的直徑選擇鍵根據條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（a型） b= 8mm h=7mm l=20mm 鍵2：圓頭普通平鍵（a型） b=14mm h=9mm l=36mm鍵3：圓頭普通平鍵（a型） b=14mm h=9mm l=63mm 鍵4：圓頭普通平鍵（a型）