機械設計基礎課程設計-二級齒輪減速器

1、 機械設計基礎課程設計說明書 題 目：二級齒輪減速器院 系：機電工程系 專 業(yè)：材料成型及控制工程班 級：B100304學 號：B1030618姓 名：李鵬輝指導教師：張旦聞日 期：2013年06月28日- 0 - / 39目錄一、機械設計課程設計任務書- 2 -1、設計題目：- 2 -2、設計參數(shù)- 2 -3、工作條件- 2 -4、加工條件- 3 -5、設計工作量- 3 -二、前言- 4 -三、運動學與動力學計算- 5 -1、電動機的選擇- 5 -2、各級傳動比- 5 -3、計算各軸轉速、功率、轉矩- 6 -四、傳動零件的設計計算- 9 -1、帶傳動的設計- 9 -2、齒輪的設計計算- 12

2、 -五、軸的設計計算及校核171、軸的結構設計：172、軸的校核213、計算軸上的作用力224、計算支反力235、繪轉矩、彎矩圖246、彎矩合成強度校核25六、鍵的選擇和校核26七、滾動軸承的選擇與校核。27八、聯(lián)軸器的選擇28九、箱體及其附件的設計29十、潤滑及密封的選擇31十一、設計小結32十二、參考文獻33一、機械設計課程設計任務書1、設計題目： 設計用于帶式運輸機上兩級斜齒輪減速器圖2-12、設計參數(shù)運輸帶工作拉力:F=3200(N) 運輸帶工作速度:V=1.1(m/s)卷 筒 直 徑:D=250(mm) 3、工作條件 連續(xù)單向運轉，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵； 運輸帶速度允許誤

3、差土5； 兩班制工作，3年大修，使用期10年。(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮)。4、加工條件生產20臺，中等規(guī)模機械廠，可加工 78級齒輪。5、設計工作量1減速器裝配圖1張(AO或A1)2零件圖13張3設計說明書1份。二、前言減速器的類別、品種、型式很多，目前已制定為行（國）標的減速器有40余種。減速器的類別是根據(jù)所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是根據(jù)使用的需要而設計的不同結構的減速器；減速器的型式是在基本結構的基礎上根據(jù)齒面硬度、傳動級數(shù)、出軸型式、裝配型式、安裝型式、聯(lián)接型式等因素而設計的不同特性的減速器。 與減速器聯(lián)接的工作機載荷狀態(tài)比較復雜，

4、對減速器的影響很大，是減速器選用及計算的重要因素，減速器的載荷狀態(tài)即工作機（從動機）的載荷狀態(tài)，通常分為三類：均勻載荷;中等沖擊載荷;強沖擊載荷。減速器是指原動機與工作機之間獨立封閉式傳動裝置，用來降低轉速并相應地增大轉矩。此外，在某些場合，也有用作增速的裝置，并稱為增速器。 我們通過對減速器的研究與設計，我們能在另一個角度了解減速器的結構、功能、用途和使用原理等，同時，我們也能將我們所學的知識應用于實踐中。在設計的過程中，我們能正確的理解所學的知識，而我們選擇減速器，也是因為對我們過控專業(yè)的學生來說，這是一個很典型的例子，能從中學到很多知識。三、運動學與動力學計算1、電動機的選擇確定電動機的

5、功率計算項目計算內容計算結果工作裝置的功率電動機所需輸出功率V帶傳動比滾動球軸承效率齒輪傳動效率聯(lián)軸器效率卷筒電動機額定功率2、各級傳動比傳動裝置總傳動比，由式14-1得分配各級傳動比查表13-2，取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。3、計算各軸轉速、功率、轉矩計算項目計算內容計算結果工作機主軸的轉速電動機的選擇取V帶傳動比,二級圓柱齒輪的傳動比，電動機的轉速范圍是范圍內轉速有750、1000、1500，選擇同步轉速1500,查機械設計課程設計手冊2電動機型號為Y132S1-2，滿載轉速2900，額定功率5.5kW。電

6、動機：Y132S1-2,滿載轉速2900，額定功率5.5kW傳動比的分配總傳動比分配各級傳動比查表13-2，取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。各軸的轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為各軸的功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 各軸的轉矩最后，將計算的結果填入下表：高速軸中速軸低速軸轉速（r/min）1160.00313.5084.70功率（kW）5.285.074.87轉矩（）43.47154.44549.10四、傳動零件的設計計算1、帶傳動的設計序號計算項目計算內容計算結果

7、1設計功率查楊可楨，程光蘊，李仲生.機械設計基礎（第五版）（V帶設計部分未作說明皆查此書）查表13-8得， 工作情況系數(shù)2選擇帶型由、 ,根據(jù)機械設計基礎圖13-5，初步選用A型普通V帶初選A型普通V帶3選取帶輪的基準直徑由表7-9取，由式（7-16）4驗算帶速V根據(jù)（7-17）得帶速在（525）m/s故帶速合適5確定中心距和帶的基準長度初選中心距，將初選中心距代入式(7-19)得初選帶長由式(8-22)計算帶所需的基準長度機械設計基礎表13-2對A型帶選用基準 ，按式13-16計算實際中心距a。初選定為=500mm=1800mm6小帶輪包角根據(jù)式得故包角合適7確定帶根數(shù)由和，查表13-3得根

8、據(jù)，i=2.5和A型帶，查表13-5得計算V帶的根數(shù)z。 取3根。取Z=38確定初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以應使帶的實際初拉力帶的實際初拉力9計算壓軸力由式（7-23）得壓軸力軸的最小承載應大于768N10帶傳動結構設計材料鑄鐵HT150（查機械設計課程設計手冊10-16）結構形式:電動機軸D=32mm，小帶輪帶輪輪緣寬度大帶輪輪轂直徑有后續(xù)高速軸設計而定,大帶輪輪轂寬度L:當B<1.5d時，取L=b=482、齒輪的設計計算計算項目計算過程計算結果選擇材料,熱處理,精度等級及齒數(shù)1）機械設計基礎表11-1可得選小齒輪40Cr，調質處理齒面硬度為；選大齒輪

9、：45鋼,調質處理，齒面硬度2） 斜齒輪圓柱齒輪傳動,輸送機為一般工作機械,精度等級選8級精度3） 選擇小齒輪的齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)4） 初選螺旋角 初選=145) 實際傳動比6)齒數(shù)比誤差圓整后=24 =89 =14則在允許范圍內(工程上允許的變化范圍)。按齒面接觸疲勞強度設 計確定公式內的各計算數(shù)值1） 載荷比較平穩(wěn)，齒輪相對軸承對稱布置，由表<機械設計基礎表11-3，試選載荷系數(shù)K=1.32） 傳遞扭矩 3） 許用接觸用力，由表9-6得小齒輪與大齒輪的接觸應力分別為：有表9-7得,所以齒輪的許用接觸應力分別為，由于,應取小的代入計算公式4） 機械設計基礎表11-6選取齒寬系數(shù)5）

10、 材料彈性系數(shù)，由表9-5可得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。6） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)查表得7） 將以上參數(shù)代入得K=1.3確定齒輪參數(shù)及主要尺寸1）2)計算圓周速度： 3）計算中心距：4）齒高 5)計算縱向重合6) 計算大、小齒輪的分度圓直徑修正螺旋角因其值與初選值相差不多，故參數(shù)不必修正大小齒輪分度圓直徑及齒寬的確定，有，得計算齒寬b及圓整后取取標準值為=3mm圓整中心a=175mm校核彎曲疲勞強度公式1）許用彎曲應力：由表9-6得由表9-7得,所以2） 計算當量齒數(shù) zz/cos20/ cos1421.925  zz/cos55/ cos1460.6953)

11、0;復合齒形系數(shù)  4）重合度系數(shù)按式9-8出 5）螺旋角系數(shù)6)計算大小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大進行校核有=27.037<大齒輪較弱，用大齒輪進行校核，故彎曲疲勞強度足夠齒輪實際圓周速度v對照表9-3可知,選八級精度齒輪合適結構設計得到，=68.117，=176.82所以小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結構，大齒輪采用腹板式結構，結構尺寸按經驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算高速級齒輪傳動的尺寸表名稱計算公式計算結果發(fā)面模數(shù)3發(fā)面壓力角20°螺旋角14°637齒數(shù)2489分度圓直徑74.34275.66齒頂圓直徑80.34281.66齒

12、根圓直徑 68.34269.66中心距175齒寬8580由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。五、軸的設計計算及校核1、軸的結構設計：1）、軸的材料選擇和最小值的估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45號鋼，調質處理，按扭轉強度法進行最小值的估算，及，初選軸徑時，若最小軸徑段有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響，當軸徑截面上有一個鍵槽時，d增大5%

13、7%，兩個鍵槽時，d增大10%15%，A0值所引用的教材表123確定：高速軸A01=118mm，中間軸A02=113mm，低速軸A03=107mm。l 高速軸：轉速（）高速軸功率（）轉矩T（）11605.2843.47先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得。l 中間軸：轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）313.55.07154.44先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得，因中間軸最小直徑處安裝流動軸承，取標準值30mm。l 低速軸：轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）84.7 4.

14、87549.10先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 ，因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，有一個鍵槽，則=（1+7%）=46.32mm，參見附表1047聯(lián)軸器的選擇，取聯(lián)軸器的孔徑=48mm。2）、高速軸的結構設計：a、擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）b、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足V帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=32mm。V帶輪與軸配合的長度L1=80mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L-=75mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有

15、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(jù)d-=32mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故d-=d-=35mm；而L-=21+21=42mm，L-=10mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30308型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度為4.5mm，d-=44mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=40mm，取L-=103mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速器及軸

16、承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。c、軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm×8mm×63mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm×8mm×70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配

17、合說明-7530與V帶輪鍵聯(lián)接配合-6032定位軸肩-4235與滾動軸承30307配合，套筒定位-10340與小齒輪鍵聯(lián)接配合-1044定位軸環(huán)-2335與滾動軸承30307配合總長度313mm3）、 中間軸結構設計： a、擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） b、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。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(jù)d-=d-=45mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為d×D×T=45mm×100mm×27.25mm，故L-=L-=27+

18、20=47mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得30309型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，左邊套筒左側和右邊套筒右側的高度為4.5mm。取安裝大齒輪出的軸段-的直徑d-=50mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取d-=55mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取L-=100mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。c、軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵14mm×9mm×70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的

19、直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-4945與滾動軸承30309配合，套筒定位-9850與大齒輪鍵聯(lián)接配合-9055定位軸環(huán)-10350與小齒輪鍵聯(lián)接配合-4545與滾動軸承30309配合總長度385mm4）、 低速軸的結構設計擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=64mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取

20、L-=105mm。初步選擇滾動軸承。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(jù)d-=65mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為d×D×T=70mm×150mm×38mm，故d-=d-=70mm；而L-=38mm，L-=38+20=58mm。左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得30314型軸承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=75mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用

21、套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l-=98mm。軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm×11mm×80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm×12mm×80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。確定軸上圓角和

22、倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（直徑（配合說明mm）mm）-3870與滾動軸承30314配合-1082軸環(huán)-9875與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-5870與滾動軸承30314配合-6068與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-10563與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度369mm2、軸的校核 1）軸力學模式的建立a齒輪的力作用點位置和支點跨距的確定齒輪對軸的里作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的6306軸承，從表126可知它的復合作用中心到軸承端面的距離a=9.5mm，故可以計算出支點跨距L 206mm，低速級小齒輪作用點C到

23、左支點A的距離L1 62mm;兩齒輪力的作用點之間的距離為L2=76（實際為75.5mm），高速級大齒輪的力作用點D到右支點距離L3 94mm（實際為93.5mm）。b. 繪制軸的力學模型圖初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋，根據(jù)中間軸所受軸向力的最小要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋，根據(jù)傳動速度的方向，繪制力學模型圖見圖61a。圖6-13、計算軸上的作用力齒輪2：Ft2=F= 齒輪3： 4、計算支反力1.垂直面支反力（xz平面）參看圖61b垂直方向F，同理由繞支點A的力矩和得：N,方向向下。由軸上合力校核：2. 水平面支反力（xy平面）參看圖61d.由繞支點B的X距和

24、，得：N 向下由繞支點A的力矩和，得：N 方向向下。由軸上各力合力，校核：計算無誤3. A點總支力反力N。B點總支力反力N。5、繪轉矩、彎矩圖1.垂直面內彎矩圖參看圖6-1c。C處彎矩：左N右2.水平面內彎矩圖參看圖6-1eC處彎矩：D處彎矩：3. 合力彎矩圖，參看6-1fC處：左 右D處：左 右4.轉矩圖參看6-1g。2=151979N*mm5. 當量彎矩圖，參看6-1h應為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為脈動回轉變應力，這算系數(shù)=0.6，X=0.6x151979=91187.4.C處： D處：6、彎矩合成強度校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的表面（即危險截面）的強度。根據(jù)選

25、定的軸的材料45鋼，調質處理，由所引用教材表12-1查得。因故強度足夠。六、鍵的選擇和校核這里只以中間軸上的鍵為例。有中間軸的細部結構設計選定：高速大齒輪處鍵1為（t=5.5mm r=0.3mm），標記：GB/T1096-2003;低速級小齒輪處鍵2為 （t=5.5mm r=0.3mm），標記：GB/T1096-2003；由于是同一根軸上的鍵，傳遞的轉矩相同，所以只需要校核短的鍵即可。齒輪軸段d=45mm；鍵的工作長度,鍵的接觸高度;傳遞的轉矩 按所引用教材表12-8查出鍵靜連接的擠壓許用力鍵靜的許用應力（鍵、齒輪輪轂、軸的材料均為45鋼調質）。鍵聯(lián)接強度足夠。七、滾動軸承的選擇與校核。1、滾

26、動軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。有中間軸的結構設計，根據(jù)選取6306其基本參數(shù)查表10-37，。2、滾動軸承的校核軸承受力圖如下圖所示：1） 徑向載荷根據(jù)軸的分析，可知點總支反力。2） 軸向載荷 外部軸向力從最不利受力情況考慮，指向處（方向向左）；軸承派生軸向力由圓柱滾子軸承的計算公式軸向受力由端蓋支撐。八、聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的非常工作，輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器。考慮到轉矩變化很小，取，則按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩為，孔徑許用轉速，故適用。標記：聯(lián)軸器九、箱體及其附件的設計名稱符號只寸關系取值箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度12箱蓋

27、凸緣厚度12箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑15蓋與座連接螺栓直徑10連接螺栓的間距180軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑7到外箱壁距離見表5-2至凸緣邊緣距離見表5-2軸承旁凸臺半徑凸臺高度根據(jù)低速級軸承外徑確定，以便于扳手操作為準外箱壁至軸承座端面的距離齒輪頂圓與內箱壁間的距離12齒輪端面與內箱壁間的距離18箱蓋、箱座肋板厚79軸承端蓋外徑式中，D為軸承外徑6310:1506308;1126306:130軸承旁連接螺栓距離盡量靠近，以與端蓋螺釘互不干涉為準，一般取箱座深度式中，為大齒輪齒頂圓直徑低速級：110高速級：120箱座高度135箱座寬度由內部傳動件位置結構及壁厚確定十、潤滑及密封的選擇二級斜齒輪減速器內采用油潤滑，參考機械設計課程設計表15-1得，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T443-1998）,代號為L-AN22。內部軸承采用脂潤滑，參考表15-2得，選用滾珠軸承脂（SY1514-1982），代號為ZGN-69-2。本設計中的軸承密封參考機械的設計課程設計采用接觸式密封中的毛氈圈密封。十一、設計小結這次關于帶式運輸機上的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入