两级圆柱齿轮减速器更新 3

机械设计 课程设计说明书设计题目 两级圆柱齿轮减速器机械工程学院 机械设计制造及其自动化专业班级 机日112 学号 11431127 设计人 田时刚指导老师 何荣国完成日期2013.12.161. 设计任务 22. 设计传动方案说明 23. 电动机的选择 2电动机类型和结构形式选择 2选择电动机容量 2选择电动机的转速 3确定电动机型号 34. 计算传动装置的运动和动力参数 3计算总传动比 3分配各级传动比 3各轴转速n(r/min) 4各轴输入功率P（kW） 4各轴输入转矩T（Nm） 45. 传动件的设计和计算 5齿轮的计算与校核 5高速级大小齿轮的设计（齿轮2齿轮3） 5低速级大小齿轮的设计（齿轮4齿轮5） 76. 减速器集体结构尺寸（表3） 107. 轴的设计和计算 12高速轴的设计 12中速轴的设计 15低速轴的设计 188. 滚动轴承的选择及计算 20高速轴上轴承的寿命校核 21中速轴上轴承的寿命校核 22低速轴上轴承的寿命校核 239. 键联接的选择 2410. 减速器附件的选择 2411. 润滑与密封 24润滑： 24密封： 2512. 小结 2513. 参考资料目录 251. 设计任务设计一个铸工车间用碾砂机上的减速器。

单班工作，每班8小时，工作寿命为10年（每年工作300天）立轴的速度允许误差5﹪，开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产设计方案4，立轴所需扭矩T为1000（N﹒m），立轴转速n为36（r/min）2. 设计传动方案说明传动方案选择展开式两级圆柱斜齿轮减速器，此结构传动比较大，结构简单，工作可靠，维护方便，环境适应性好，应用较广此减速器工作环境粉尘多，选择闭式齿轮传动3. 电动机的选择电动机类型和结构形式选择 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y型选择电动机容量1） 工作机所需功率Pw=Tnw/9550 KW=1000*36/9550=3.77kW2） 电动机输出功率Pd=pw/η=3.77/0.84=4.48kWη1——滚动轴承传动效率0.99η2——联轴器传动效率0.97η3——圆柱齿轮传动效率0.99η4——锥齿轮传动效率0.95η=η2η1η3η1η3η3η2η3η4=0.84选择电动机的转速N电=i01i12i23i34n=1*3*4*4*36=1728r/min初选选电动机转速为1500r/min确定电动机型号2Y132S-4额定功率（kW）5.53满载转速（r/min）14404堵转转矩/额定转矩2.2最大转矩/额定转矩2.3质量（kg）6854. 计算传动装置的运动和动力参数计算总传动比i=nm/nw=1440/36=40分配各级传动比i=3*3.3*4=39..6（39.6-40）/40=1﹪（合理）各轴转速n(r/min)nⅠ=nm=1440nⅡ= nⅠ/i12=1440/3.3=436nⅢ= nⅡ/i23=425.53/3=145nⅣ= nⅢ/i34=141.18/4=36各轴输入功率P（kW）PⅠ=Pedη01=5.5*0.99*099=5.39PⅡ= PⅠη12=5.39*0.99*0.97=5.18PⅢ= PⅡη23=5.18*097*0.99=4.97PⅣ= PⅢη34=4.97*0.99*0.99*0.99*0.95=4.63各轴输入转矩T（Nm）TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=5.5/1440=36.5TⅡ=9550 PⅡ/nⅡ=5.39/423.53=118TⅢ=9550 PⅢ/nⅢ=5.181/141.18=341TⅣ=9550 PⅣ/nⅣ=4497/36=1318相关数据整理如表1项目电动机轴ⅠⅡⅢⅣ转速（r/min）14401440 43614536功率（kW）5.55..395.184..974.63转矩（Nm）36.536.5118 3411318传动比13.434效率0.990.960.960.93表15. 传动件的设计和计算齿轮的计算与校核高速级大小齿轮的设计（齿轮2齿轮3）1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮。

2） 设计通用减速器，速度不高，故选7级精度3） 材料选用小齿轮选用40Cr（调质），硬度280HBS大齿轮都选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4） 选小齿轮齿数Z2=22 大齿轮齿数Z3=3.3*22=72.8取755） 选取螺旋角，初选螺旋角β=16.2 按齿面接触强度设计d2≧1) 确定公式内的各计算数值① 试选kt=1.6② ZH=2.43③ εα2=0.760 εα3=0.87 εα=0.760+0.87=1.63④ 许用接触应力S=1KN2=0.91 σlim2=600MPa [σH2]= KN2σlim2/S=546MPaKN3=1.02 σlim3=550MPa [σH3]= KN3σlim3/S=561MPa[σH]=（[σH2] +[σH3]）/2=（540+561）/2=531.25MPaN2=60*1440*1*300*8*10=2.07*109N3=60*423.5*1*300*8*10=6.28*1082）计算① 分度圆 d2≧44.70mm② 计算圆周速度 v=πd2n1/(60*1000)= 3.37m/s③ 计算齿宽b及模数mnt b=φdd2t=0.8*44.70=35.76mmnt=d2tcosβ/Z2=1.96mmh=2.25 mnt=4.41b/h=8.10④ 计算纵向重合度 εβ=0.318φdZ2tanβ=1.50⑤ 计算载荷系数k kA=1.25 kV=1.15 kHβ=1.289 kFβ=1.245 kHα=kFα=1.1 K= kA kV kHβ kHα=2.04⑥ 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径dI=dIt=48.47mm⑦ 计算模数mn=d2cosβ/Z2=1.97mm3 按齿根弯曲强度设计mn=1） 确定计算参数① 计算载荷系数 K= kA kV kFβ kFα=1.97② 根据纵向重合度 εβ=1.5 螺旋角影响系数Yβ=0.875③ 计算当量齿数 Zv2=Z2/COS3β=24.41 Zv3=Z3/COS3β=83.22④ 查取齿形系数 YFa2=2.65 YFa3=2.21⑤ 查取应力校正系数 YSa2=1.58 YSa3=1.77⑥ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4[σF]2=KFN2σFE2/s=303.57MPa KFN2=0.85[σF]3=KFN3σFE3/s=244.28MPa KFN3=0.9⑦ 计算大、小齿轮的YFaYSa /[σF]并加以比较YFa2YSa2 /[σF]2=0.01379YFa3YSa3 /[σF]3=0.016452） 设计计算mn≧137mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数。

取mn =1.5mm，已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d2=48.47mm于是由Z2=d2COSβ/ mn=30.97 取Z2=31 则Z3=3.3*31=102.3 取Z3=1034 几何尺寸计算1） 计算中心距a=(Z2+Z3) mn/2cosβ=103.3 圆整后为104mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos[(Z2+Z3) mn/2a]=1643′63″因β值改变不多，故参数不必修正3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d2=Z2mn/cosβ=48.48mm d3=Z3mn/cosβ=159.52mm4） 计算齿轮宽度d=φdd2=38.78mm圆整后取B3=40mm B2=45mm低速级大小齿轮的设计（齿轮4齿轮5）1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮2） 设计通用减速器，速度不高，故选7级精度3） 材料选用小齿轮选用40Cr（调质），硬度280HBS大齿轮都选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4） 选小齿轮齿数Z4=25 大齿轮齿数Z5=3*25= 755） 选取螺旋角，初选螺旋角β=16.2 按齿面接触强度设计d2≧1) 确定公式内的各计算数值① 试选kt=2② ZH=2.425③ εα2=0.760 εα3=0.863 εα=0.760+0.863=1.623④ 许用接触应力S=1KN4=1.02 σlim4=600MPa [σH4]= KN4σlim4/S=612MPaKN5=1.09 σlim5=550MPa [σH5]= KN5σlim5/S=599.5MPa[σH]=（[σH4] +[σH5]）/2=605.75MPaN4=60*423.5*1*300*8*10=6.28*108N5=60*141.18*1*300*8*10=2.09*1082）计算① 分度圆 d4≧65.36mm② 计算圆周速度 v=πd4n3/(60*1000)= 1.45m/s③ 计算齿宽b及模数mnt b=φdd4t=0.8*65.36=52.29mmmnt=d4tcosβ/Z4=2.53mmh=2.25 mnt=5.69mmb/h=9.19④ 计算纵向重合度 εβ=0.318φdZ4tanβ=1.70⑤ 计算载荷系数k kA=1.25 kV=1.05 kHβ=1.289 kFβ=1.245 kHα=kFα=1.1 K= kA kV kHβ kHα=1.86⑥ 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d4=d4t=63.80mm⑦ 计算模数mn=d4cosβ/Z4=2.46mm3 按齿根弯曲强度设计mn=1） 确定计算参数① 计算载荷系数 K= kA kV kFβ kFα=1.80② 根据纵向重合度 εβ=1.70 螺旋角影响系数Yβ=0.875③ 计算当量齿数 Zv4=Z4/COS3β=27.74 Zv5=Z5/COS3β=83.22④ 查取齿形系数 YFa4=2.55 YFa3=2.21⑤ 查取应力校正系数 YSa4=1.61 YSa3=1.77⑥ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4[σF]4=KFN4σFE4/s=321.43MPa KFN4=0.9[σF]5=KFN5σFE5/s=257.86MPa KFN5=0.95⑦ 计算大、小齿轮的YFaYSa /[σF]并加以比较YFa4YSa4 /[σF]4=0.01277YFa5YSa5 /[σF]5=0.015172） 设计计算mn≧1.96mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数。

取mn =2mm，已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径D4=63.80mm于是由Z4=d4COSβ/ mn=30.81 取Z4=31 则Z5=3*31=93 4 几何尺寸计算1） 计算中心距a=(Z4+Z5) mn/2cosβ=128.37 圆整后为128.5mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos[(Z4+Z5) mn/2a]=16因β值改变不多，故参数不必修正3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d4=Z4mn/cosβ=64.19mm d5=Z5mn/cosβ=192.56mm4） 计算齿轮宽度b=φdd4=51.35mm圆整后取B5=55mm B4=60mm整理计算各齿轮的各参数如表2所示符号齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5βb16.436316.43631616mn1.51.522mt1.5531.5532.0712.071Zv34.4116.5134.40103.19at20.64720.64720.64720.647pn4.7104.7106.2806.280pt4.8764.8766.5036.503pbn4.4264.4265.9015.901sn2.3552.3553.143.14st2.4382.4383.2513.251d48.48159.5264.190192.603db45.051152.59160.077180.232Zmin311053133ha1.51.522hf1.8751.8752.52.5da51.143166.06568.201196.603df44.393148.84159.201187.603表2（备注：αn=20 h*an=1 c*n=0.25 xt=0 β=15）6. 减速器集体结构尺寸（表3）名称符号结果箱座壁厚δ10mm箱盖壁厚δ18mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座凸缘厚度b15mm箱底座凸缘厚度b225mm地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数目6轴承旁联结螺栓直径d1M16盖与座联结螺栓直径d2M12轴承端盖螺钉直径d38mm轴承盖螺钉数目n34视孔盖螺钉直径d48mm定位销直径d8mm，，至外箱壁的距离C1min26mm22mm18mm，至凸缘边缘距离C2min24mm20mm外箱壁至轴承端面距离l160mm轴承旁凸台高度h45mm轴承旁凸台半径R125mm大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ115mm齿轮端面与内箱壁距离Δ212mm轴承端面至箱体内壁的距离Δ33mm旋转零件间的轴向距离Δ412mm齿轮顶圆至轴表面的距离Δ512mm大齿轮顶圆至箱底内壁的距离Δ641.7mm箱底至箱底内壁的距离Δ7≈20mm减速器中心高H160mm轴承端盖凸缘厚度e9.6mm箱盖，箱座肋厚m1、mm1=6m=9轴承端盖外径102（I 轴）102（II 轴）130（III轴）表37. 轴的设计和计算齿轮机构的参数列于下表：级别高速级低速级311033193 1.5216 16 1齿宽/mm；； 表4高速轴的设计。

已知参数：，，1 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 2初步确定轴的最小直径 先按参考文献[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理根据参考文献[2]表15-3，取，于是得为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号联轴器选取刚性联轴器（GB/T 5843-2003）GYH2型联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=45mm3 轴的结构设计 从输入端到输出端（孔径X长度）30*17 32*69 40*10 34*90 30*15 28*56 20*52 根据个表格配合，设计方案如表8所示4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图1）做出轴的计算简图（图2），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值对于72006c型角接触球轴承轴承，查得a=16mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4） 图2 高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面现将计算出的截面c处的，的值列于下表（参看图2）载荷水平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献[2]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，得。

因此，故安全中速轴的设计已知参数：，，1 求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 而 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，，2 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理取，于是得7.2.3 轴的结构设计从输出端到输入端（孔径X长度）30*17 32*19 36*38 40*10 34*58 32*31 30*18 根据个表格配合，设计方案如表8所示4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值对于30207型圆锥滚子轴承，由参考文献[1]中查得a=16mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4） 图4 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面现将计算出的截面B和C处的的值列于下表（参看图4）载荷水平面H垂直面V支反力FN，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献[2]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，。

因此，故安全低速轴的设计已知参数：，，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，2初步确定轴的最小直径联轴器选蛇形弹簧联轴器（JB/T8869-2000）JS5型联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=63mm3 轴的结构设计从输入端到输出端（孔径X长度）45*63 51*57 55*17 63*57 75*12 71*53 59*36 55*20 根据个表格配合，设计方案如表8所示4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图（图6），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值对于720011c角接触球轴承，查得B=18mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图8） 图6 低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面现将计算出的截面c处的的值列于下表（参看图6）载荷水平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献[2]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献[2]表15-1得。

因此，故安全轴Ⅰ30*17 32*69 40*10 34*90 30*15 28*56 20*52轴Ⅱ30*17 32*19 36*38 40*10 34*58 32*31 30*18轴Ⅲ45*63 51*57 55*17 63*57 75*12 71*53 59*36 55*20 表88. 滚动轴承的选择及计算Ⅲ轴 720011（角接触球轴承）Ⅱ轴 72006 （角接触球轴承）Ⅰ轴 72006 （角接触球轴承）高速轴上轴承的寿命校核已知参数，可知圆锥滚子轴承72006C的基本额定动载荷C=32200N1 求两轴承受到的径向载荷和 2求两轴承的计算轴向力对于角接触球轴承，轴承派生轴向力，其中的Y值查参考文献[1]可知Y=1.6，因此可算得 3求轴承当量载荷e=0.37，比较得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为当量动载荷由于轴承有轻微冲击，查参考文献[2]表13-6，取，则4校核轴承寿命球轴承因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。

中速轴上轴承的寿命校核已知参数，=72000h可知角接触球轴承72006的基本额定动载荷C=32200N1求两轴承受到的径向载荷和 2 求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献[2]中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献[2]表13-5中的Y值查参考文献[1]可知Y=1.6，因此可算得 3 求轴承当量载荷e=0.37，比较得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为当量动载荷由于轴承有轻微冲击，取，则4.校核轴承寿命知球轴承因为，所以按轴承2的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求低速轴上轴承的寿命校核已知参数，查参考文献[1]可知深沟球滚子轴承6309的基本额定动载荷C=52800N1求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2 求轴承当量载荷由于轴承只承受纯径向动载荷的作用，按参考文献[2]式（13-9a）得，当量动载荷由于轴承有轻微冲击，查参考文献[2]表13-6，取，则 4校核轴承寿命由参考文献[2]式（13-4）知滚子轴承因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求9. 键联接的选择根据国标GB/T 1096-1979 取普通平键 查询得各键型号（按从输入到输出）8X45 10X40 8X30 10X50 16X45 8X5510. 减速器附件的选择使减速器正常工作，选取通气孔、起盖螺钉、油标尺、油塞、并且按油吊耳和油槽。

11. 润滑与密封润滑： 齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm轴承润滑采用油润滑，利用油槽润滑 密封：防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失高低速轴密封圈为毡圈密封箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封12. 小结 通过此次的课程设计，具体了解了减速器的工作原理及设计过程，并且通过设计过程，对于《机械设计》这门课里面的大部分内容更加理解，并且知道在实际的设计过程中，如何将这些应用其中13. 参考资料目录[1]濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）.北京：高等教育出版社，2006.5[2]成大先 机械设计手册（第五版）.北京：化学工业出版社，2008.3[3]大连理工大学工程图学教研室 机械制图（第六版） 北京：高等教育出版社[4]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册(第三版).北京:高等教育出版社,2006.532。