雙級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計

1、湖南工業(yè)大學(xué)課 程 設(shè) 計資 料 袋 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 2011 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計 指導(dǎo)教師 劉揚 職稱 教授 學(xué)生姓名 李坤汶 專業(yè)班級 機(jī)械設(shè)計制造及自動化 班級 093 學(xué)號 09405100233題 目 雙級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計 成 績 起止日期 2011 年 12 月24 日 2012 年1 月 5 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計任務(wù)書12課程設(shè)計說明書13課程設(shè)計圖紙張4裝配圖15零件圖26課程設(shè)計任務(wù)書20112012學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械設(shè)計制造及自動化 專業(yè) 093 班級課程名稱： 機(jī)械

2、設(shè)計 設(shè)計題目： 雙級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計 完成期限：自 2011年 12 月 24 日至 2012年 1月5 日共 2周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)：運輸帶牽所需扭矩T=410Nm；運送帶速度 V=0.80m/s；卷筒直徑D=340 mm。工作條件：用于熱處理車間傳送清洗零件，雙班制，使用年限10年（其中軸承壽命為3年以上），每年300天，三班倒連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差5%。二、設(shè)計任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計； 傳動零件的設(shè)計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計； 設(shè)計計算說明書的編寫。三、每個學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨立完成以下任務(wù)：

3、（1） 減速機(jī)裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；（3） 設(shè)計說明書1份（60008000字）。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容傳動系統(tǒng)總體設(shè)計傳動零件的設(shè)計計算 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計、整理說明書 交圖紙并答辯主要參考資料1.機(jī)械設(shè)計（第八版）（濮良貴 紀(jì)明剛主編 高教出版社）2.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計（楊光 席偉光主編 高教出版社）3.工程圖學(xué)（趙大興主編 高等教育出版社）4機(jī)械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社）6.機(jī)械設(shè)計手冊（單行本）（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 7.材料力學(xué)（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導(dǎo)教師： 劉 揚 2011 年

4、 11 月 10日機(jī) 械 設(shè) 計設(shè)計說明書雙級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計起止日期： 年 月 至 年 月 日學(xué)生姓名李 坤 汶班級機(jī)設(shè)093學(xué)號09405100233成績指導(dǎo)教師(簽字)劉 揚 機(jī)械工程學(xué)院（部）年 月 日目 錄第1章 設(shè)計任務(wù)書第2章 傳動方案的擬定第3章 電動機(jī)的選擇第4章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算第5章 傳動零件的設(shè)計計算第6章 軸的設(shè)計計算第7章 軸承的壽命計算及校核第8章 鍵聯(lián)接強(qiáng)度的計算及校核第9章 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇第10章 減速器箱體及附件的設(shè)計 第11章 設(shè)計小結(jié) 第12章 參考文獻(xiàn)第1章 設(shè)計任務(wù)書1.1 課程設(shè)計的題目熱處理車間傳送設(shè)

5、配的展開式雙級直齒圓柱齒輪減速器1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶牽所需扭矩：； 運輸帶的工作速度：；卷筒直徑：；使用壽命：10年（其中軸承壽命為3年以上），雙班制。1.3 課程設(shè)計的工作條件 設(shè)計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；制造情況：小批量生產(chǎn)。1.4帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)簡圖如下設(shè)計帶式運輸機(jī)的傳動機(jī)構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1-1所示。圖1.1帶式運輸機(jī)的傳動裝置 第 2 章 傳動方案的擬定2.1帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)簡圖如下： 圖2-1雙級直齒圓柱齒輪減速器A-電動機(jī)；B-帶傳動；C-減速器；D-聯(lián)軸器；E-卷筒；F-運輸帶上圖為

6、展開式的兩級直齒圓柱齒輪減速器傳動，其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸較小，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動較平穩(wěn)，適合于較差的環(huán)境下長期工作；但是齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級均為直齒圓柱齒輪傳動。第 3 章 電動機(jī)的選擇 3.1 選擇電動機(jī)的類型按按照設(shè)計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓為380V。3.2選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)所需的有效功率式中 -工作機(jī)的轉(zhuǎn)矩（）；-轉(zhuǎn)速（）。滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：。電動機(jī)的輸出功率式中：-傳動系統(tǒng)的總效率其中，根據(jù)機(jī)械設(shè)計表2（按一般齒輪傳動查得）聯(lián)軸器效率（齒式）， 一對滾動軸承效率， 閉式圓柱齒輪（8級精度）傳動效率，

7、運輸帶機(jī)構(gòu)效率，-帶傳動效率，取則系統(tǒng)的總效率工作時，電機(jī)所需的功率為因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)的功率稍大于即可，根據(jù)機(jī)械設(shè)計表8-53所示Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機(jī)的額定功率。3.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作的轉(zhuǎn)速：根據(jù)機(jī)械設(shè)計中表18-1（按兩級圓柱-圓柱齒輪減速器查得），兩級圓柱-圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為860，則總傳動比合理范圍為=860，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速的只有，再由3.2中的電動機(jī)的額定功率，可根據(jù)機(jī)械設(shè)計中表8-53查得，可選取Y100L2-4型號的電動機(jī)，其數(shù)據(jù)列于表1中。表3.1電動機(jī)數(shù)據(jù)電動機(jī)型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速()堵載轉(zhuǎn)

8、速額定轉(zhuǎn)速堵載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速Y100L2-4314202.22.2第 4 章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算4.1傳動裝置的總傳動比式中：總傳動比 電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）由傳動系統(tǒng)方案(見圖2-1)知：帶傳動的傳動比取，則減速器總傳動比為為了便于兩級圓柱齒輪減速器采侵油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比為低速級傳動比為 4.2 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 各軸的轉(zhuǎn)速計算 各軸輸入功率計算4.2.3 各軸輸入扭矩計算 將上述計算結(jié)果列于表4-1中以供查用 表4-1 各軸運動與動力參數(shù)軸 號轉(zhuǎn)速功率扭矩

9、1473.332.7355.082129.012.60192.47345.422.47519.34445.422.40504.62第 5 章 傳動零件的設(shè)計計算5.1 帶傳動的設(shè)計計算確定計算功率計算功率是根據(jù)傳遞的功率，并考慮到載荷性質(zhì)和每天工作時間等因素的影響而確定的。即式中：-所需傳遞的額定功率（如電動機(jī)的額定功率），; -工作情況系數(shù)，見機(jī)械設(shè)計表8-7。選擇普通V帶截型根據(jù)計算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速，由機(jī)械設(shè)計圖11-8選普通A型V帶。確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速由機(jī)械設(shè)計P155表8-6，取V帶輪最小故由機(jī)械設(shè)計P157表8-8，取帶速： 在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。確定帶長和中心

10、距初定中心距根據(jù)0.7()2()根據(jù)機(jī)械設(shè)計P146表8-2選取相近的傳動的實際中心距驗算小帶輪包角符合小帶輪包角的要求確定帶的根數(shù)Z.1計算單根V帶的額定功率。由和，查表8-4a的根據(jù)，和A型帶，查表8-4b得查表8-5得,查表8-2得，于是.2計算V帶的根數(shù)Z取2根5.1.7帶的初拉力查機(jī)械設(shè)計P149表8-3的= ,由得5.1.8計算軸上壓力由式得 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計.1小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由選擇小帶輪的材料為鑄鋼；由, d，同時，小帶輪的結(jié)構(gòu)形式選擇孔板式。.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由選擇大帶輪的材料為HT200；，d300mm,所以選輪輻式。高速級齒輪(一)精度等級，材料及齒數(shù)運輸機(jī)為一般工作機(jī)器

11、，速度不高，故選用7級精度材料選擇，由表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）二者硬度差為40HBS選用小齒輪的齒數(shù)z=25,大齒輪的齒數(shù),取z=93（二）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即A. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選擇載荷系數(shù)2.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3.由表10-7選取齒寬系數(shù)4.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)7.由圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)8.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系

12、數(shù)S=1，,由式（10-12）得B計算1.計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值2.計算圓周速度3,計算齒寬b4計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高5.計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.242m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)直齒輪由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由=11.14，查圖10-13得,故載荷系數(shù)6按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得7計算模數(shù)（三）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的公式為A確定公式內(nèi)的各計算值1.由圖10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限2.由圖10-18取彎曲疲

13、勞壽命系數(shù)3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得4.計算載荷系數(shù)5查取齒形系數(shù)由表10-5查得6查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得7計算大齒輪，小齒輪的大齒輪的數(shù)值大B設(shè)計計算由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，課取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)，取=100這樣設(shè)計出得齒輪傳動，既滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免原材料的浪費（四）分度圓直徑計算中心距寬度 取

14、，1.輸出軸的參數(shù)如下2.作用在齒輪上的力3.初步確定最小直徑由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計（15-2）式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)機(jī)械設(shè)計中表15-3按45鋼查得 低速軸的功率（KW），由表5.1可知： 低速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 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(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)機(jī)械設(shè)計（14-1）式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)中機(jī)械設(shè)計表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知

15、：因此： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7.2以及表7.1所示，圖7.2 LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖表7.1LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸型號公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑軸孔長度mm轉(zhuǎn)動慣量Kg.m2質(zhì)量kg型 型LX31250475030，32,35,388260821600.026840,42,45,4811284112由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）.擬定軸上零件的裝配方案

16、低速軸的裝配方案如下圖7.3所示，圖7.3 低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)機(jī)械設(shè)計P364中查得定位軸肩的高度故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和圓周力的作用，根據(jù)機(jī)械設(shè)計中表13-1選擇6211型深溝球軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-30中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本

17、游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精其基本尺寸資料如下表所示；3）取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒輪的左端與左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的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07d，故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的右端面的距離l=30mm，故取 5)取齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16mm,上級圓柱齒輪與本級圓柱齒輪的距離c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度他、T=

18、31.5mm,上級大齒輪的輪轂長l=50mm，=54+20+16+8-8=90mm至此，已初步確定軸的各段直徑和長度（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為了保證齒輪與軸配合良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選用軸的直徑尺寸公差為m6.（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的機(jī)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取。對于30311軸型圓錐滾動軸承，由手冊中查得=2

19、9mm，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出C截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出得截面C處的載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩表7.3 低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度825059.57189031.5軸段直徑45525560706555軸肩高度3.51.52.55556按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)機(jī)械設(shè)計中15-5式查得，式中：C截面的計算應(yīng)力（MPa）折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)機(jī)械設(shè)計

20、中P373應(yīng)取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm3），根據(jù)機(jī)械設(shè)計中表15-4按圓形截面查得 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)15-1查得。因此，故安全。7.精準(zhǔn)校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險截面 截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。根據(jù)機(jī)械設(shè)計中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。(2)分析截面左側(cè)根據(jù)表機(jī)械設(shè)計15-4按圓形