二级减速器(机械课程设计)(含总结)

机械设计课程设计

--二级展开式圆柱齿轮减速器设计

姓名：       王贤智         

班级：       机械（国）1201

学号：       3603120131     

指导教师：   倪受东         

成    绩：                  

                                              日期：2015 年5 月  

目     录

1. 设计目的……………………………………………………………2

2. 设计方案……………………………………………………………2

3. 电机选择……………………………………………………………4

4. 装置运动动力参数计算……………………………………………6

5. 齿轮设计……………………………………………………………8

6.轴类零件设计………………………………………………………15

7.轴承的寿命计算……………………………………………………22

8.键连接的校核………………………………………………………22

9.润滑及密封类型选择………………………………………………23

10.减速器附件设计 …………………………………………………24

11.箱体主要尺寸及数据 ……………………………………………26

12.参考文献 …………………………………………………………27

1. 设计目的

机械设计课程设计是高等工科院校机械类本科学生第一次较全面的机械设计训练，也是机械设计课程的一个重要的实践性教学环节。其目的是：

1、综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力。

2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。

3、进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、使用技术资料）

2. 设计方案及要求

据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：

工作条件要求：

有轻微冲击,工作经常满载,原动机为电动机,齿轮单向传动,单班制工作（每班8小时）,运输带速度误差为±5%,减速器使用寿命5年,每年按300天计,小批量生产,启动载荷为名义载荷的1.5倍。

原始数据

设计要求

   1）减速器装配图1张；

   2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；

   3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写

3. 电机选择

3.1选择电动机的类型

    按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电压为380V，频率50Hz。

3.2 选择电动机的功率

工作机有效功率P_w=,根据任务书所给数据F=2.1KN，V=1.0 m/s。

P_w===2.1KW

从电动机到工作机输送带之间的总效率为

η_和=η₁*η₂*η₃*η₄*……η_n

η₁ 卷筒轴承效率 0.98              η₂  卷筒效率0.96

        η₃ 低速级联轴器效率 0.99          η₄  III轴轴承效率0.98

        η₅ 低速级齿轮啮合效率0.97         η₆ II轴轴承效率0.98

        η₇ 高速级齿轮啮合效率0.97         η₈  I轴轴承效率0.98

        η₉ 高速级联轴器效率0.99           (效率值查设计手册)

η_和=0.817

所以电动机所需的工作功率为：

         P_d===2.68KW 

取P=3.0KW

3.3 选择电动机的转速

I_总=8～40   (I_总减速器总传动比)

工作机转速n_w=  (v输送机带速m/s，D卷筒直径mm)

n==

所以电动机转速的可选范围为

n=I_总=（8～40）63.7=（510～2548）

符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1500r/min，且P_额＞P_d。查询机械设计手册【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y112M-4.其满载转速为1440r/min,额定功率为4KW。

4. 装置运动动力参数计算

4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比

1）传动装置总传动比  I=

2）传动比分配

分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。（浸油深度）

i_总 = i_减= i_高*i_低 = n_m/n_w =  = 22.6

i_减——减速器传动比

i_高——减速器内高速级传动比

i_低——减速器内低速级传动比

n_m——电动机满载转速

n_w——工作机转速

i_高=（1.2～1.3)i_低

i_减= （1.2～1.3) i_低²

所以i_低= = 4.17     i_高=5.42

4.2 传动装置的运动和动力参数计算

电动机轴：

转速：    n₀=1440

输入功率：P₀=P=3.0KW

输出转矩：T₀=9.55=9.55= 1.99

Ⅰ轴（高速轴）

转速：    n₁=n₀=1440

输入功率：P₁=P

输入转矩：T₁=9.55

Ⅱ轴（中间轴）

转速：     n₂= =  =265.6

输入功率： P₂=P=2.82KW

输入转矩： T₂=9.55

Ⅲ轴（低速轴）

转速：    n₃=

输入功率：P₃=P=2.68KW

输入转矩：T 

      卷筒轴：

转速：    n_卷

输入功率：P_卷=P =2.68=2.55KW

输入转矩： 

各轴运动和动力参数表4.1

图4-1

5.齿轮设计

5.1高速级齿轮设计

1.齿轮类型，精度等级，材料及模数

（1）要求

1）采用直圆柱齿轮闭式软齿面传动；

2）选用中碳钢，传动用模数m≥1.5～2mm；

3) 强度计算中的功率用输出功率；

4）Z₁=20～40 ，Z₂=i*Z₁求出后圆整；

5）因圆整Z₂时i变化了故须验算传动比误差：

Δ_i=[（i-Z₂/Z₁）/i]100%≤±5%

6）为使图面匀称，中心距：a_高≤ 120，a_低≤ 140，

7）检查浸油深度，当高速级大齿轮浸油1个齿高时，低速级大齿轮浸油深度小于其分度圆半径的六分之一到三分之一，以降低搅油功耗。

（2）选用

Z₁=20    Z₂=  =  =108.4(圆整齿数，取Z₂=108)

实际齿数比：u= = 5.4

齿数比误差： 可用

齿宽系数：

小齿轮材质为45钢（调制）240HBS

大齿轮材质为45钢（正火）200HBS

2.按齿面接触疲劳强度设计

  （1）确定计算参数

     1）取载荷系数：K=1

     2）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

        1.97

     3）对于压力角为20°的直齿圆柱齿轮，区域系数：Z_H=2.5

     4）对于钢对钢齿轮，弹性影响系数：Z_E=189.8MPa^1/2

     5）小齿轮的接触疲劳强度极限：

     6）大齿轮的接触疲劳强度极限：

     7）计算寿命：

      

      

      

      

由于N₁>N₍₁₎₀，N₂>N₍₂₎₀，取K_HN1=1，K_HN2=1

      8)计算

          

 

由于

  (2)计算齿轮参数

     1）计算d₁:

              

     2）模数m:

              

3．按齿根弯曲疲劳强度计算

（1）确定计算参数：

1）确定复合齿形系数F_FS

       Y_FS1=4.34，通过线性插值求得Y_FS2=3.90

2）计算

      

      

        3）计算寿命：

      

      

           由于

        4）计算取安全系数S_F=1.3

          

          

（2）计算齿根弯曲疲劳强度

        1）判别大小轮的弯曲疲劳强度。

         

           所以按大齿轮计算弯曲疲劳强度

        2）计算齿轮模数m：

         

4.确定模数

   按齿面接触疲劳强度确定标准模数为1.6mm，按齿面接触疲劳强度d₁

计算齿数：

取Z₁=20 Z₂=  =  =108.4(圆整齿数，取Z₂=108)

实际齿数比：u= = 5.4

齿数比误差： 可用

5.计算齿轮的几何尺寸

分度圆直径：   

齿顶圆直径：

中心距：     

齿宽：           

5.2低速级齿轮设计

1.齿轮类型，精度等级，材料及模数

（1）要求

1）采用直圆柱齿轮闭式软齿面传动；

2）选用中碳钢，传动用模数m≥1.5～2mm；

3) 强度计算中的功率用输出功率；

4）Z₁=20～40 ，Z₂=i*Z₁求出后圆整；

5）因圆整Z₂时i变化了故须验算传动比误差：

Δ_i=[（i-Z₂/Z₁）/i]100%≤±5%

6）为使图面匀称，中心距：a_高≤ 120，a_低≤ 140，

7）检查浸油深度，当高速级大齿轮浸油1个齿高时，低速级大齿轮浸油深度小于其分度圆半径的六分之一到三分之一，以降低搅油功耗。

（2）选用

Z₃=24    Z₄=  =  =100.08 (圆整齿数，取Z₂=100)

实际齿数比：u= = 4.167

齿数比误差： 可用

齿宽系数：

小齿轮材质为45钢（调制）240HBS

大齿轮材质为45钢（正火）200HBS

2.按齿面接触疲劳强度设计

  （1）确定计算参数

     1）取载荷系数：K=1

     2）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

        1.015

     3）对于压力角为20°的直齿圆柱齿轮，区域系数：Z_H=2.5

     4）对于钢对钢齿轮，弹性影响系数：Z_E=189.8MPa^1/2

     5）小齿轮的接触疲劳强度极限：

     6）大齿轮的接触疲劳强度极限：

     7）计算寿命：

      

      

      

      

由于N₂>N₍₂₎₀，N₃>N₍₃₎₀，取K_HN1=1，K_HN2=1

     8)计算

          

 

由于

  (2)计算齿轮参数

     1）计算d₃:

              

     2）模数m:

              

3．按齿根弯曲疲劳强度计算

（1）确定计算参数：

1）确定复合齿形系数F_FS

       Y_FS1=4.19，通过线性插值求得Y_FS2=3.90

2）计算

      

      

        3）计算寿命：

        

        

           由于

        4）计算取安全系数S_F=1.3

          

          

（2）计算齿根弯曲疲劳强度

        1）判别大小轮的弯曲疲劳强度。

         

           所以按大齿轮计算弯曲疲劳强度

        2）计算齿轮模数m：

         

4.确定模数

   按齿面接触疲劳强度确定标准模数为2.5mm，按齿面接触疲劳强度d₃

计算齿数：

取Z₃=23  Z₄=  =  =95.91(圆整齿数，取Z₂=96)

实际齿数比：u= = 4.174

齿数比误差： 可用

5.计算齿轮的几何尺寸

分度圆直径：    

齿顶圆直径：

中心距：     

齿宽：         

6.轴类零件设计

6.1 I轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

  由前面算得P₁=2.97KW，n=1440r/min，

2.求作用在齿轮上的力 

 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d₁=32mm

 而  F_t=1231N

  F_r==400N

 压轴力F=831N

3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表12.5(198页)，取A=110，于是得：

           d_min =A₀14mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d_1～2,为使所选的轴直径d_1～2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算扭矩T_ca（K_A=1..3）

查标准GB/T 5014-2003，LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250。半联轴器的孔径d₁=14mm，及d_1～2=14mm，半联轴器的长度L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长L₁=27mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，装配示意图6-1

图6-1

     1）I-II段:d_I-II=14mm，L_I-II=32mm。

     2）II-III段用于安装轴承端盖，取端盖与I-II段右端的距离为15mm。故取L=40mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=16mm。

     3）初选轴承，选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=16mm，由轴承目录里初选6004号其尺寸为d=20mm42mm12mm故d=20mm。又右边采用轴肩定位取d=22mm所以L=77.5mm，d_V-VI=25mm，L_V-VI=9mm

     4）取安装齿轮段轴径为d=22mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为34mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取L_VI-VII=32mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6004轴承，则此处d=20mm。取L=31mm

（3）轴上零件的周向定位

 齿轮、半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为28mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键6mm，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

6.2 II轴的设计计算

1.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表12.5(198页)，取A=110，于是得：

           d_min =A₀24.17mm

(增大5%-7%)

2.求作用在齿轮上的力 

 已知中间轴上大小齿轮的分度圆直径为d₂=172.8mm d₃=57.5mm

 而  F_t=1174N

  F_r==427N

 压轴力F=831N

3.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，装配示意图6-2

                                  图6-2

 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为32mm，取L=30mm，d=25.4mm。

2）初选轴承，选用深沟球轴承,据d_II-III=25.4mm，由轴承目录里初选6204号其尺寸为d =20mm 47mm 14mm故d_I-II=20mm。L_I-II=34mm，d_V-VI=25mm，L_V-VI=34mm

      3）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得L_III-IV =10mm，d_III-IV=31.4mm。       

      3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为59.5mm可取L=57.5mm，d=25.4mm

      4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6204，左端用套筒与齿轮定位，所以 L =34mm d=20mm                 

  （3）轴上零件的周向定位

       两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接定位。按d_II-III所以b,按d得平键截面b=8其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

4.求轴上的载荷

  先做出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图6-3。现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下：

        

        F=844N F=330N F=107N F=320N

        M=35455N         

        M_V=9217N         

        M==3663N 

        T=1.015N

图6-3

5.按弯扭合成应力校核轴的强度

  进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面,对该轴进行详细校核,取=0.6，轴的计算应力

              =0.14MPa

前面选用轴的材料为45钢，调制处理，查得[]=60MPa，。

综上所述该轴满足要求。

6.3 III轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

  由前面算得P₃=2.68KW，n=63.7r/min，

2.求作用在齿轮上的力 

 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d₄=240mm

 而  F_t=3350N

  F_r==1088.5N

3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表12.5(198页)，取A=110，于是得：

           d_min =A₀38.3mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d_1～2,为使所选的轴直径d_1～2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算扭矩T_ca（K_A=1..3）

查标准GB/T 5014-2003，LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250。半联轴器的孔径d₁=40mm，及d_1～2=40mm，半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长L₁=82mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，装配示意图6-3

                                图6-3

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

     1）I-II段:d_I-II=40mm，L_I-II=82mm。

     2）II-III段用于安装轴承端盖，取L=50mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=42mm。

     3）初选轴承，选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=42mm，由轴承目录里初选6009号其尺寸为d=45mm75mm16mm故d=45mm，

L_III-IV=16mm。又右边采用轴肩定位取d=53mm所以L=75mm，d_V-VI=57mm，L_V-VI=10mm

     4）取安装齿轮段轴径为d=57mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为57.5mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取L_VI-VII=56mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6009轴承，则此处d=45mm。取L=34mm

（3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为70mm。按d_V-VI=57mm平键截面b。

7.轴承的寿命计算

II轴上轴承6204的寿命计算

预期寿命：

已知，

7674h<44800h

故II轴上轴承6204须在两年半年大修时进行更换。

8.键连接的校核

II轴上键的校核

查表得许用挤压应力:

II-III段键的强度：

键的工作长度：

故此键连接强度足够。

IV-V段键的强度：

键的工作长度：

故此键连接强度足够。

9.润滑及密封类型选择

9.1 润滑方式

齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。

9.2 密封类型的选择

1. 轴伸出端的密封

   轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。

2. 箱体结合面的密封

 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。

3. 轴承箱体内，外侧的密封

 （1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。

 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。

10.减速器附件设计

10.1  检查孔和视孔盖选择与设计

  检查孔用来检查传动件的啮合，润滑情况，接触斑点及齿侧间隙，并可用来向箱内注入润滑油，故检查孔开在便于观察传动件啮合的位置，其尺寸大小应便于检查操作。

视孔盖的尺寸（手册P167，表11-4）a_总<425

10.2  油标

选用杆式油标M16*15（手册P93，表7-10）

10.3  通气器的选择

通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查手册P168（表11-5）选 型通气塞。

10.4  放油孔及螺塞的设计

  放油孔设置在箱座底面最低处，箱外应有足够的空间，以便于放下容器，油孔下也可以制出唇边，以便于引导油流到容器内。箱座底面向放油孔方向倾斜，并在附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺栓为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。

10.5  起吊环的设计

  为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。手册P167，表11-3。

10.6  起盖螺钉的选择

 为便于抬起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有2个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。

10.7  定位销选择

 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。

11.箱体主要尺寸及数据

    箱体尺寸：(手册P164，表11-1)

    箱体壁厚=

    箱盖壁厚=

    箱座凸缘厚度

    箱盖凸缘厚度   

箱座底凸缘厚度

    地脚螺栓直径

    地脚螺栓数目

    轴承旁联接螺栓直径

    机座与机盖联接螺栓直径

    联接螺栓d的间距

    轴承端盖螺钉直径

    视孔盖螺钉直径

    定位销直径

    d,d,d至外箱壁的距离

    d，d至凸缘边缘的距离

    轴承旁凸台半径

    凸台高度根据低速轴承座外半径确定

    外箱壁至轴承座端面距离

    大齿轮顶圆与内箱壁距离

    齿轮端面与内箱壁距离 

    箱盖、箱座肋厚

    轴承端盖外径D₂：凸缘式端盖：

12.参考文献:

1．机械设计课程设计图册

2．机械设计（教材）

3．机械制图（教材）

4. 理论力学（教材）