二級直齒圓柱齒輪減速器(課程設計說明書)(共36頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上 機械設計基礎課程設計名 稱： 二級直齒輪減速器 學 院： 機械工程學院 專業(yè)班級： 機自 學生姓名： 學 號： 指導老師： 成 績： 201月0日專心-專注-專業(yè)目錄應完成的工作任務 2 6 0 2 2 3 47（一）軸的材料選擇和最小直徑估算.17（二）7 1.軸結構的設計和聯(lián)軸器2的確定7 2.軸結構的設計9 0六、軸的校核1 11 610、 減速器附件的選擇及簡要說明.29 10.1.檢查孔與檢查孔蓋.29 10.2.油塞、油標.和透氣孔.29 10.3吊環(huán)螺釘?shù)倪x擇.29 10.4定位銷.30 10.5啟蓋螺釘.30十一、減速器潤滑與密封.30 11.1 潤

2、滑方式.30 11.2密封方式.301十三、2機械設計課程設計任務書一、設計題目：設計一用于帶式輸送機傳動用的二級直齒圓柱齒輪減速器給定數(shù)據(jù)及要求：1. 運輸工作拉力: F=7KN;2. 運輸帶工作速度:V=1.1m/s;3. 滾筒效率: ;設計一用于帶式運輸機上的兩級圓直齒輪減速器。載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運動運轉，兩班制工作，工作環(huán)境室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35度左右；使用折舊期8年，4年一次大修；制造條件及生產(chǎn)批量，一般機械小批量生產(chǎn)。 1電動機 2,4彈性聯(lián)軸器 3二級圓柱齒輪減速器 5皮帶 6軸襯 二級圓柱齒輪器簡圖 二、應完成的工作：1. 減速器裝配圖1張（A0圖紙）。2. 零件工作

3、圖2張（高速軸、齒輪3）。3. 設計說明書1份。指導教師： 20013年 月 日一、緒論減速器的類別、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，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

4、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。1.1 選題的目的和意義 (本頁作廢)一、緒論減速器的類別、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

5、；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，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

6、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。二、確定傳動方案根據(jù)工作要求和工作環(huán)境，選擇展開式二級圓柱直齒輪減速器傳動方案。此方案工作可靠、傳遞效率高、使用維護方便、環(huán)境適用性好，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應具有較大剛度。此外，總體寬度較大。三、機械傳動裝置的總體設計3.1 選擇電動機3.1.1 選擇電動機類型 電動機是標準部件。因為工作環(huán)境清潔，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。3.1.2 電動機容量的選擇1、工作機所需要的功率為：其中：，得2、電動機的輸出功率為電動機至滾

7、筒軸的傳動裝置總效率。彈性聯(lián)軸器的效率，齒輪傳動效率，效率，滾筒效率，從電動機到工作機輸送帶間的總效率為：3、電動機所需功率為：因載荷平穩(wěn) ，電動機額定功率只需略大于即可，查機械設計實踐與創(chuàng)新表19-1選取電動機額定功率為。 3.1.3 電動機轉速的選擇滾筒軸工作轉速：通常選用同步電機轉速1000r/min和1500r/min兩種作比較，方案電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比Y160M611KW1000r/min970r/min18.46Y160M411KW1500r/min1460r/min27.79綜合考慮為使傳動裝置機構緊湊，選用同步轉速1000r/min的電機。型號為Y160M

8、6，滿載轉速，功率11KW。3.2 傳動比的分配1、總傳動比為2、分配傳動比考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.4，取則：；3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.3.1各軸的轉速：軸 ；軸 ；軸 ；滾筒轉速等于軸轉速。 3.3.2各軸的輸入功率： 軸 ；軸 ；軸 ；卷筒軸 3.3.3 各軸的輸入轉矩：軸 ； 軸 ；軸 ；滾筒軸 3.3.4整理列表軸名功率轉矩轉速9.1590.089708.70435.14190.948.271504.3552.5四、齒輪的設計4.1齒輪傳動設計（1、2輪的設計）4.1.1 齒輪的類型 1、依照傳動方

9、案，本設計選用二級展開式直齒圓柱齒輪傳動。 2、運輸機為一般工作機器，運轉速度不高，查機械設計基礎表11-2，選用8級精度。 3、材料選擇：小齒輪材料為45鋼，齒面硬度為 235HBS，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限；調(diào)制處理。 大齒輪材料為45鋼表面正火，齒面硬度為190HBS,接觸疲勞強度極限,彎曲疲勞強度極限。 4、選小齒輪齒數(shù) ；則。 齒數(shù)比 4.1.2尺面接觸強度校合 1、（1）取載荷K=1.6（2）由機械設計基礎表107，選齒寬系數(shù)（3）機械設計基礎表106查的材料的彈性影響系數(shù) （4）由機械設計基礎式1013，計算應力循環(huán)次數(shù)（5）由機械設計基礎式1019取解除疲勞系數(shù) （

10、6）計算解除疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1, 由式1012得 2、計算（1）試算小齒輪的分度圓直徑,代入中的較小值。mm （2）計算齒輪圓周速度（3） 計算尺寬 b （4）計算尺寬與尺高之比 模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)速度，8級精度，由圖108查得動載系數(shù)，直齒輪，, 由表102查得使用系數(shù),由表104用插值法查得8級精度，小齒輪對軸非對陣布置，,由,查圖1013得 故載荷系數(shù) （6）按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，得（7）計算模數(shù)-4.1.3按輪齒彎曲強度設計計算1、按齒根彎曲強度設計，由式105得彎曲強度的設計公式2、查機械設計基礎表1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，

11、3、計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44、計算載荷系數(shù) 5、查取齒形系數(shù) 查機械設計基礎表105得：， 6、查取應力校正系數(shù) 查機械設計基礎圖105得：， 7、計算大小齒輪并加以比較 所以對大齒輪進行彎曲強度計算。 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算設計的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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，僅與齒輪直徑有關，可取有彎曲強度 算得的模數(shù)2.10并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算得得分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)8、 幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 所以 高速軸齒輪尺寸表：

12、序號名稱符號計算公式及參數(shù)選擇1模數(shù)m2.5mm2分度圓直徑77.5mm 392.5mm3傳動比5.084齒頂高2.5mm5齒根高3.125mm6全齒高5.625mm7頂隙0.625mm8齒頂圓直徑82.5mm 397.5mm9齒根圓直徑71.25mm 386.25mm10中心距235mm4.2齒輪傳動設計（3、4輪的設計）4.2.1 齒輪的類型 1、依照傳動方案，本設計選用二級展開式直齒圓柱齒輪傳動。 2、運輸機為一般工作機器，運轉速度不高，查機械設計基礎表11-2，選用8級精度。 3、材料選擇：小齒輪材料為45鋼，齒面硬度為 235HBS，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限；調(diào)制處理。

13、大齒輪材料為45鋼表面正火，齒面硬度為190HBS,接觸疲勞強度極限,彎曲疲勞強度極限。 4、選小齒輪齒數(shù) ；則 齒數(shù)比 4.2.2尺面接觸強度校合1、 （1）取載荷K=1.6（2）由機械設計基礎表107，選齒寬系數(shù)（3）機械設計基礎表106查的材料的彈性影響系數(shù) （4）由機械設計基礎式1013，計算應力循環(huán)次數(shù) （5）由 機械設計基礎式1019取解除疲勞系數(shù) （6）計算解除疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1, 由式1012得 2、 計算（1）試算小齒輪的分度圓直徑,代入中的較小值。 （2）計算齒輪圓周速度（3）計算尺寬 b （4）計算尺寬與尺高之比 模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù)

14、根據(jù)速度，8級精度，由圖108查得動載系數(shù)，直齒輪，, 由表102查得使用系數(shù),由表104用插值法查得8級精度，小齒輪對軸非對陣布置，,由,查圖1013得 故載荷系數(shù) （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，得（7）計算模數(shù)4.2.3按輪齒彎曲強度設計計算 1、按齒根彎曲強度設計，由式105得彎曲強度的設計公式 2、查機械設計基礎表1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 3、計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 4、計算載荷系數(shù) 5、查取齒形系數(shù) 查機械設計基礎表105得：， 6、查取應力校正系數(shù)查機械設計基礎圖105得：， 7、計算大小齒輪并加以比較 所以對大齒輪進行彎曲強度計算。

15、對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算設計的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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，僅與齒輪直徑有關，可取有彎曲強度 算得的模數(shù)2.639并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算得得分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 8、幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 所以 低速軸齒輪尺寸表：序號名稱符號計算公式及參數(shù)選擇1模數(shù)m3mm2分度圓直徑123mm 447mm3傳動比3.634齒頂高3mm5齒根高3.75mm6全齒高6.75mm7頂隙0.75mm8齒頂圓直徑129mm 453mm9齒根圓直徑115.5mm 43

16、9.5mm10中心距285mm五、軸的設計及聯(lián)軸器的選擇 （一）軸的材料選擇和最小直徑估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即：。初算軸頸時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%7%,兩個鍵槽時，d增大10%15%，值由所引用教材表15-3確定：軸 軸 軸軸 (1+7%)=28.49mm軸 =42.86mm 軸 （1+7%)=64.72mm （二）軸的結構設計和聯(lián)軸器的確定 1、軸（高速軸）軸的直徑確定及聯(lián)軸器2的確定 聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查表141，考慮到軸的轉矩變化小，故=2.3 =90.08

17、2.3=207.184N.m 查標準GB/T 50142003或手冊，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250N.m，電動機的型號為Y160M6，查手冊電動機的外伸軸頸為42mm，=42mm，最小直徑，安裝聯(lián)軸器；，密封段，根據(jù)軸向定位，高h(0.070.1),以及密封圈的標準(擬采用氈圈）JB/ZQ 46061986 h=0.0842=2.94mm ； 段裝軸承，=55mm，軸承用6311，深溝球軸承， ； 過度軸段，由于各級齒輪傳動的線速度均小于2m/s，深溝球軸承采用脂潤滑，考慮到擋油盤的軸向定位，=63mm； 齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小，采用齒輪結構，所以軸和齒輪的材料和熱

18、處理方式需一樣，均為45鋼，調(diào)制處理；處深溝球軸承處，各軸段長度的確定：由聯(lián)軸器 L=84mm 確定: =80mm：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，：由深溝球軸承，擋油型及裝配關系等確立，=50mm：由裝配關系，箱體結構等確立 ， =140mm：由高速及小齒輪寬度 =83mm：由深溝球軸承，擋油盤及裝配關系等確立，=50mm 軸結構圖 2、軸（中間軸）的結構設計 （1）各軸段的直徑確定 段為最小直徑段，安裝深溝球軸承，滾動軸承選擇6309，其尺寸為，=45mm；低速級小齒輪軸段，=55mm； 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=70mm；高速級大齒輪軸段，=55mm，軸段安裝深溝球軸承，=4

19、5mm （2）各軸段長度的計算 ：由深溝球軸承，擋油型及裝配關系等確立，：由低速級小齒輪的輪轂孔寬度確定，：軸間寬度 ：由高速級大齒輪的輪轂孔寬度確定，：由深溝球軸承，擋油型及裝配關系等確立， 軸結構圖 3、軸（低速軸）的結構設計及聯(lián)軸器4的確定 （1）各軸段直徑的確定 聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查表141，考慮到軸的轉矩變化小，故=1.3 查標準GB/T 50141984或手冊，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為3150N.m，孔徑，；最小直徑，安裝聯(lián)軸器，；，密封段，；段裝軸承，軸承用6216，深溝球軸承，； 過度軸段，；軸間，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，；低速軸大齒輪段，；軸承段，。（2）

20、各軸段長度的確定：由聯(lián)軸器L=107mm確定，：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，：由深溝球軸承，擋油型及裝配關系等確立，：由裝配關系，箱體結構等確立 ， ：軸間寬度 ：由低速級大齒輪寬度 =123mm確定，=120mm：由深溝球軸承，擋油盤及裝配關系等確立， 軸結構圖六、軸的校核 軸（中間軸）的力學模型的建立 1、軸上力的作用點位置的和支點跨距的確定齒輪的力的作用點按簡化原則在齒輪寬度的中點，軸上安裝6309的軸承。 2、計算軸上的作用力齒輪2 齒輪3 3、計算支反力 （1）垂直面支反力 由繞支點B的力矩和得， 方向向下 由繞支點A的力矩和 方向向下 （2）水平面支反力 由繞支點B的力矩

21、和， 方向向下 同理，由繞支點A的力矩和 方向向下 計算總支反力 A點的總支反力 B點的總支反力 4、 繪制轉矩、彎矩圖 （1）垂直面的彎矩圖（2）水平面的彎矩圖C處彎矩: D處彎矩：（3）合成彎矩圖 （4）當量扭矩圖 （5）當量彎矩 因為是單向轉軸，所以扭轉切應力視為脈動的循環(huán)變應力，折算系數(shù) C處： D處： 5、彎扭合成強度的校核 進行校核時，通常只校核承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由所用教材查得。因，故強度足夠。 七、鍵的選擇和校核 選定：高速級大齒輪處鍵1為（）標記：鍵 GB/T 19062003；低速級小齒輪鍵2為 標記:鍵 GB

22、/T 19062003；由于同一根軸上的鍵，傳遞的轉矩相同，所以只需校核短的鍵1即可。齒輪軸段，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，傳遞的轉矩；按所引用教材查表62查出鍵靜連接是的擠壓許用應力（鍵、齒輪輪轂、軸的材料均為45鋼調(diào)制）。 鍵的連接強度足夠。 同理可選定：低速級大齒輪處鍵3為（）標記：鍵 GB/T 19062003；低速級聯(lián)軸器鍵4為（）標記:鍵GB/T 19062003；高速級聯(lián)軸器鍵5為（） 標記： 鍵 GB/T 19062003。八、滾動軸承的選擇與校核1、 根據(jù)載荷及速度的情況，擬定選用深溝球軸承。由中間軸的結構設計，根據(jù)，選取6309，查基本參數(shù)查表121， 2、 深溝球軸承的校

23、核A點總支反力 B點總支反力 當量動載荷P（1） 軸承 （2） 軸承 驗算軸承的壽命應為，所以只需驗證1軸承。軸承語氣壽命與整機壽命相同，為：其中，溫度系數(shù)為，軸承具有足夠的是壽命。九、機座箱體結構尺寸箱體的結構設計在本次設計中箱體材料選擇鑄鐵HT200即可滿足設計要求代號名稱設計計算結果箱座壁厚箱蓋壁厚箱座加強肋厚箱蓋加強肋厚箱座分箱面凸緣厚箱蓋分箱面凸緣厚箱座底凸緣厚地腳螺栓=軸承旁螺栓聯(lián)結分箱面的螺栓軸承蓋螺釘檢查孔螺釘定位銷直徑地腳螺栓數(shù)目時， 、至外箱壁距離由推薦用值確定、至凸緣壁距離由推薦用值確定軸承旁凸臺半徑由推薦用值確定軸承座孔外端面至箱外壁的距離軸承座孔外的直徑180mm16

24、0mm200mm 1大齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁的距離 15mm2大齒輪的端面與箱體內(nèi)壁的距離 12mm 十、減速器附件的選擇及簡要說明10.1.檢查孔與檢查孔蓋二級減速器總的中心距，則檢查孔寬,長，檢查孔蓋寬,長螺栓孔定位尺寸：寬，圓角,孔徑,孔數(shù)，孔蓋厚度為,材料為Q23510.2.油塞、油標和透氣孔 為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱體底部最低位置設置一個排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住在本次設計中，可選為，封油圈材料為耐油橡膠，油塞材料為Q235；選用帶螺紋的游標尺，可選為透氣孔 可選10.3吊環(huán)螺釘?shù)倪x擇可選單螺釘起吊，其螺紋規(guī)格為M2010.4定位銷為保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度，在

25、箱體分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓錐定位銷，其直徑可?。?長度應大于分箱面凸緣的總長度10.5啟蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋段要高出凸緣厚度，螺紋段端部做成圓柱形十一、減速器潤滑與密封11.1 潤滑方式 齒輪選用浸油潤滑；軸承采用潤滑脂潤滑；齒輪潤滑選用150號機械油（GB 4431989），最低最高油面距(大齒輪)1020mm，需油量為1.5L左右；軸承潤滑選用ZL3型潤滑脂（GB 73241987）用油量為軸承間隙的1/31/2為宜11.2密封方式 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。2.觀察孔和油孔等出接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外延端與透端蓋的間隙，由于，故選用半粗羊毛氈