雙級三軸線閉式圓柱齒輪減速器設計

1、蘇州市職業(yè)大學課 程 設 計 報 告題 目 雙級三軸線閉式圓柱齒輪減速器設計 課程名稱 機械設計課程設計 專 業(yè) 機械制造與自動化 班 級 姓 名 學 號 設計地點 指導教師 目 錄一課程設計任務書3 二傳動方案的擬定及說明5三電動機的選擇6四.分配傳動比 8五計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)9六齒輪的設計計算 11七、軸的設計計算和強度校核26八滾動軸承的選擇及計算41九箱體內鍵聯(lián)接的選擇及校核計算43十聯(lián)軸器的選擇44十一、減速器附件的選擇46十二、潤滑與密封46十三、參考資料49一、課程設計任務書1、題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式雙級三軸線圓柱齒輪減速器。2、傳動簡圖：3、設計

2、原始數(shù)據(jù) 題號 參數(shù)6輸送帶鼓輪圓周力（n）6500輸送帶鼓輪速度（m/s）5%0.60輸送帶鼓輪直徑（mm）300減速器設計壽命（年）/3655工作情況兩班工作制，連續(xù)工作，中級震動4、設計要求1.減速器裝配圖一張(a0/a1)一張。2相配合零件圖二張(a3)。3.設計說明書一份。5、設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 聯(lián)軸器設計8. 鍵聯(lián)接設計9. 箱體結構設計10. 潤滑密封設計6、設計進度第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算.第二階段：軸與軸系零件的

3、設計.第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制.第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫.二傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 三、電動機的選擇，電動機類型選擇根據(jù)電源及工作及工作條件，選用臥式封閉型y（ip44）系列三相交流異步電動機。，選擇電動機容量1) 工作機所需功率2) 傳動裝置總效率式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由表24查得：聯(lián)軸器 ；滾動

4、軸承傳動，閉式齒輪；開式齒輪，則 3) 所需電動機功率4) 確定電動機額定功率 根據(jù)，由手冊167頁表12-1選取電動機額定功率，計算電動機轉速可選范圍并選擇電動機型號為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速可選范圍。由手冊5頁表1-8查得：選取合理的傳動比范圍，v帶傳動的傳動比i1=25,圓柱齒輪傳動的傳動比i2=48,則二級圓柱齒輪傳動比范圍i=840可見同步轉速為720，960和1440的電動機均符合。進行比較選擇，如下表：方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉速（r/min）電動機質量(kg)總傳動比同步滿載1y160m2-85.5750720119202y132m2-65.51000

5、9608425.33y132s-45.5150014406838由表中數(shù)據(jù)可知三個方案均可行，但方案2傳動比比較小，傳動裝置結構尺寸較小，而且質量合理。因此，可采用方案2，選定電動機型號為y132m2-6。， 電動機的技術數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸。由手冊172頁表12-9查出y132m2-6型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸。尺寸d=38mm，中心高度h=132mm，軸伸長e=80mm。四、傳動比分配，傳動裝置的總傳動比，分配各級傳動比因為是展開式二級齒輪傳動，i總=i低i高i開齒故，現(xiàn)取低速級的傳動比i=3,高速級的傳動比i=4，則開式齒輪i=25.3/(34)=2.1五、傳動裝置的運動參數(shù)

6、，各軸的轉速n（r/min）減速器高速軸為i軸，中速軸為ii軸，低速軸為iii軸， ，各軸的輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即； ； ； ， 各軸的輸入轉矩t（n）和輸出轉矩t(kw)匯總如下表：項目電動機軸1軸2軸3軸 4軸 5軸轉速（r/min）960960240808038功率（kw）5.54.594.414.234.153.91轉矩（n）46.5645.66175.48504.96495.41982.64傳動比14132.11效率0.990.980940,9040.890.84 六、軸傳動齒輪的設計計算（一）高速組齒輪的設計與校核選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)按圖所示傳動方案

7、，選用直齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)材料：查書本選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs。兩者材料硬度差40hbs。初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)按齒面接觸強度設計確定公式內各計算數(shù)值a) 由課本101頁表8-10選取。b) 查得=20度，標準直齒輪c) 由書本106頁表8-13選取齒寬系數(shù)d) 由書本103頁表8-11查得材料彈性影響系數(shù)e) 由課本100頁表8-9齒面硬度查得小齒輪的齒面硬度為270300hbs，大齒輪齒面硬度為200230hbs，由課本109頁圖832查得小齒輪接觸

8、疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限f) 應力循環(huán)次數(shù)：g) 由課本110頁圖8-35查得接觸疲勞壽命系數(shù)h) 接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）許用接觸應力為計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)d)e) 計算模數(shù)按齒根彎曲強度設計確定計算參數(shù)a) 查取齒形系數(shù)：由書本105頁表8-12查得查取應力校核系數(shù)：由表8-12查得e) 由書本110頁圖8-36查得彎曲疲勞壽命系數(shù)f) 由課本108頁 圖8-32查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限g) 由課本108頁表8-14選取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1

9、.6，得h) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則。，幾何尺寸計算計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算中心距計算齒輪齒寬圓整后取大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計算結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。小齒輪可采用實心式，做成齒輪軸。 （二）低速組齒輪的設計與校核選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)按圖所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機

10、器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)材料：選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs。兩者材料硬度差40hbs。初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)按齒面接觸強度設計 確定公式內各計算數(shù)值a) 由課本101頁表8-10選取b) 查得=20度，標準直齒輪2.5c) 由書本106頁表8-13選取齒寬系數(shù)d) 由書本103頁表8-11查得材料彈性影響系數(shù)e) 由課本100頁表8-9齒面硬度查得小齒輪的齒面硬度為270300hbs，大齒輪齒面硬度為200230hbs，由課本109頁圖832查得小齒輪接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極

11、限f) 應力循環(huán)次數(shù)：由課本110頁圖8-35查得接觸疲勞壽命系數(shù)g) 接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）許用接觸應力為計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)d)e) 計算模數(shù)按齒根彎曲強度設計確定計算參數(shù)a) 查取齒形系數(shù)：由書本105頁表8-12查得查取應力校核系數(shù)：由表8-12查得e) 由課本110頁圖8-36查得彎曲疲勞壽命系數(shù)f) 由課本108頁圖8-32b查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限g) 由課本108頁表8-14，取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.6得h) 計算大、小齒輪的，并加以比較大

12、齒輪的數(shù)值大設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則。，幾何尺寸計算計算大、小齒輪的分度圓直徑計算中心距計算齒輪齒寬圓整后取大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計算結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。小齒輪可采用實心式，做成齒輪軸。（三）開式齒輪的設計與校核（傳動比2.1）1、選精度等級、材料及齒數(shù)：1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45

13、鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。2）帶式輸送機屬于一般機械，且轉速不高，故精度等級選用8級精度初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)按齒面接觸強度設計確定公式內各計算數(shù)值a) 由課本101頁表8-10選取。b) 查得=20度，標準直齒輪2.5c) 由書本106頁表8-13選取齒寬系數(shù)d) 由書本103頁表8-11查得材料彈性影響系數(shù)e) 由課本100頁表8-9齒面硬度查得小齒輪的齒面硬度為270300hbs，大齒輪齒面硬度為200230hbs，由課本109頁圖832查得小齒輪接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限f) 應力循環(huán)次數(shù)：g) 由課本110頁圖8-35查得接觸疲勞

14、壽命系數(shù)h) 接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）許用接觸應力為計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)d) e) 計算模數(shù)按齒根彎曲強度設計確定計算參數(shù)a) 查取齒形系數(shù)：由書本105頁表8-12查得查取應力校核系數(shù)：由表8-12查得e) 由書本110頁圖8-36查得彎曲疲勞壽命系數(shù)f) 由課本108頁 圖8-32查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限g) 由課本108頁表8-14選取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.6，得h) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設計計算對比計算結果，由齒根彎曲疲勞強度計

15、算的法面模數(shù)大于由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則。，幾何尺寸計算計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪齒寬圓整后取大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計算結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。小齒輪可采用實心式，做成齒輪軸。七、軸的設計與校核(一)結構設計1. 初選軸的最小直徑：選取軸的材料為45號鋼調質處理，由課本158頁表11-3選取ao=112，=3040mpa1軸，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取2軸，取3軸， 取2. 初選軸承：1軸高速

16、軸選軸承為7206c2軸中間軸選軸承為7208c3軸低速軸選軸承為7211c各軸承參數(shù)見下表：軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/knddbdada動載荷cr靜載荷cor7206c306216365623157208c408018477336.825.87211c5510021649152.840.53. 確定軸上零件的位置和定位方式：1軸：由于高速軸轉速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將高速軸取為齒輪軸，使用角接觸球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯(lián)軸器，對中性好。2軸：低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪，低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪

17、左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端使用角接觸球軸承承載。3軸：采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。（一）高速軸的結構設計：1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：a) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為20mm。b) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為25。c) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，由手冊65頁選用軸承7206c型，即該段直徑定為30mm。d) 該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有2mm的

18、圓角，經(jīng)標準化，定為36mm。e) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為42mm。f) 軸肩固定軸承，直徑為38mm。g) 該段軸要安裝軸承，直徑定為30mm。2)各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：h) 該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm，該段長度定為34mm。i) 該段取32mm。j) 該段安裝軸承，參照工作要求長度至少16mm，考慮間隙取該段為22mm。k) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離、軸承與箱體內壁距離（采用油潤滑），還有二級齒輪的寬度，定該段長度為90mm。 l) 該段考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段45mm。m)

19、 該段軸肩選定長度4mm。n) 該段與c段相同取22mm。o) 軸右端面與端蓋的距離為10mm。（二） 中間軸的結構設計：1) 擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑：a) i段軸用于安裝軸承7208，故取直徑為40mm。b) ii段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)強度計算，直徑定為46mm。c) iii段為軸肩，相比較比ii段取直徑為58mm。d) iv段安裝大齒輪直徑與ii段相同，直徑為46mm。e) v段安裝軸承，與i段相同直徑為40mm。2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度：a) i段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，軸承7208c寬度b=18，該段長度選為28mm。b) ii段軸

20、考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為70mm。c) iii段為定位軸肩，長度略小8mm。d) iv段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為40mm。e) v段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與i相同，為28mm。（三）低速軸的結構設計：1) 擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑a) i段軸用于安裝軸承7211c，故取直徑為55mm。b) ii段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2.5mm的圓角，經(jīng)強度計算，直徑定為60mm。c) iii段為定位軸肩，取72mm。d) iv段安裝大齒輪直徑與ii段相同，直徑為60mm。e) v段安裝軸承，與i段相同直徑為55mm。f) vi段直徑53mmg) vii段直徑與彈性注銷選

21、擇有關，取lx3，直徑為46mm。2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度a) i段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，7211c寬度b=21，該段長度選為30mm。b) ii段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為65mm。c) iii段為定位軸肩，長度略小8mm。d) iv段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為50mm。e) v段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與i相同，為28mm。f) vi長度為24mm。g) vii長度與聯(lián)軸器有關，取40mm。第二部分 強度校核i高速軸的校核：對于角接觸球軸承7206c從手冊中可以查得a=14.2mm校核該軸和軸承：=82.8mm =117.5mm =28.3mm軸的最小直徑：，

22、軸的抗彎截面系數(shù)： 作用在齒輪上的力：按彎扭合成應力校核軸的強度：軸的受力簡圖為：水平面受力圖水平面彎矩圖 =422n =-=1752n得=117.5=50nm；又由=153.5n=-=637.5n得=117.5=18nm；所以：總彎矩：=53.14 nm扭矩: =45.66 nm45鋼的強度極限為，又由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以。以選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由課本查得45鋼的強度極限為, 值遠小于它所以該軸是安全的，滿足使用要求。ii中間軸1、對于角接觸球軸承7206c從手冊中可以查得a=17mm校核該軸和軸承：=48mm =65mm =35mm軸的最小直徑: =30mm小齒輪分度

23、圓直徑：=42mm，=60mm軸的抗彎截面系數(shù)：0.1=27002、作用在2、3齒輪上的圓周力：=2=1087n =2=5849n徑向力：=tan20=1087tan20=395n=tan20=5489tan20=1976n求垂直面的支反力：=1242n=-=1976-1242-395=339n計算垂直彎矩：=124248=60 nm=（+）- =1242（48+65）-197665 =12n求水平面的支承力：=3966n=+-=1087+5489-3966=2610n計算、繪制水平面彎矩圖：=396648=125 nm=-(+)+=-3966(48+65)+548965=-91 nm求合成彎

24、矩圖，按最不利情況考慮：= 139nm=166nm求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）=196 nm=174 nm計算危險截面處軸的直徑： m-m截面: = =82 n-n截面:=75所以該軸是安全的，滿足使用要求。iii低速軸1、對于角接觸球軸承7211c從手冊中可以查得a=20.9m校核該軸和軸承：=47mm =104mm =102mm軸的最小直徑: =45mm小齒輪分度圓直徑：=60mm軸的抗彎截面系數(shù)：0.1=9112.52、作用在齒輪上的圓周力：=2=8416n徑向力：=tan20=8416tan20=3030n3、按彎扭合成應力校核

25、軸的強度：由=2285n=-=6131n得=104=238nm；又由=943n=-=2087n得=104=98nm；所以：總彎矩：=262 nm扭矩: =504.96nm4、45鋼的強度極限為，又由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以。=44mpa所以該軸是安全的，滿足使用要求。八滾動軸承的選擇及計算i高速軸： 軸承7206c的校核，即軸承壽命校核： 軸承壽命可由式=進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，取基本額定動負荷為c=23n=449n=1864n=30000h， 該軸承的壽命滿足使用5年要求。ii中間軸：軸承7208c的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式=進行校核，

26、軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，取基本額定動負荷為c=36.8n=4156n=2632n=189336h， 該軸承的壽命滿足使用5年要求。iii低速軸：軸承72011c的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式=進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，取基本額定動負荷為c=42.8n=2472n=6476n=59792h， 該軸承的壽命滿足使用5年要求。九箱體內鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1. 傳遞轉矩已知；2. 鍵的工作長度l=l-b b為鍵的寬度；3. 鍵的工作高度k=0.5h h為鍵的高度；4. 普通平鍵的強度條件為代號直徑（mm）工作長度（mm）工作

27、高度（mm）轉矩（nm）極限應力（mpa）高速軸181170（圓頭）22523.5586.868.4中間軸14936（圓頭）46224.5141.46214970 (圓頭)46564.5141.424.4低速軸181170（圓頭）60525.5586.868.4由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。十聯(lián)軸器的選擇由于剛性聯(lián)軸器價格便宜、構造簡單、可傳遞較大轉矩、對中性較好 ，所以優(yōu)先考慮選用它。1. 高速軸用聯(lián)軸器的設計計算：由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為=1.542.08=63.12 nm所以考慮選用剛性凸緣聯(lián)軸器gys3（gb5843-2003），其主要參數(shù)如下：材料ht200公稱轉矩=112 nm軸孔直徑，軸孔長=52mm，=38mm裝配尺寸半聯(lián)軸器厚=30mm （p94表8-2）2. 連接開式齒輪的聯(lián)軸器的設計計算：由