1、機械基礎課程設計說明書 題目名稱 ： 二級圓柱齒輪減速器 學 院 : 核技術與自動化工程學院 專 業 : 機械工程及其自動化 班 級 : 機械三班 指導老師 : 王翔（老師） 學 號 : 201106040322 姓 名 : 陳建龍 完成時間 : 2014年1月11日 評定成績 ： 目 錄一 課程設計書 二 設計要求 三 設計過程 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 5. 設計V帶和帶輪 6. 減速器內齒輪傳動設計 6.1高速級齒輪的設計 6.2低速級齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 7.1輸出軸

2、及其所配合軸承的設計 7.1中間軸及其所配合軸承的設計 7.1輸入軸及其所配合軸承的設計 8. 鍵聯接設計 9. 箱體結構的設計 10.潤滑密封設計 四 設計小結 五 參考資料 二 設計要求題目： 工作條件：雙班制工作，有輕度振動，小批量生產，單向傳動，軸承壽命2年，減速器使用年限為6年，運輸帶允許誤差三 設計過程題號運輸帶有效應力（F/N）運輸帶速度V（m/s）卷筒直徑D（mm）已知數據96000.243201.傳動裝置總體設計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機

3、轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：傳動裝置總體設計圖裝置總的效率=0.79為V帶的效率,為齒輪的傳動效率，為滾子軸承的效率，為聯軸器的效率（有彈性元件的撓性聯軸器），為卷筒的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2. 電動機的選擇（1） 選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型（2）選擇電動機的電容 計算所需條件：F：工作機的工作阻力 V：工作機卷筒的線速度 T：工作機的阻力矩 裝置的總效率 （3） 確定電動機轉速卷筒工作轉速取V帶的傳動比為24，二級圓柱齒輪減速器傳動比為840求得總傳動比的

4、范圍為16160方案電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比1Y100L2-431500144099.862Y132S-63100096067.04綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、總傳動比，選定型號為Y132S-6的三相異步電動機。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（1）各軸轉速 960/3.15=304.76r/min  304.76/5.27=57.83r/min   / 57.83/4.05=14.28r/min=14.28r/min(2)各軸輸入功率×2.9

5、×0.962.78kW  ×滾×2.78×0.98×0.972.64kW  ×滾×2.64×0.98×0.972.51kW×滾×聯=2.51×0.98×0.992.44kW(3) 各軸輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×2.9/960=28.45 N·m×× =28.45×3.15×0.96=86.03 N·m×××

6、;=86.03×5.27×0.98×0.97=430.98 N·m×××=430.98×4.05×0.98×0.97=1659.24N·m卷筒軸的輸入功率=××=1659.24×0.98×0.991609.79 N·m運動和動力參數結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸328.459601軸2.7886.03304.762軸2.64430.9857.833軸2.511659.2414.284軸2.4

7、41609.7914.28（輸出功率乘以各軸輸出端軸承的功率）5. 普通V帶傳動設計（1） 確定計算功率（）（2） 選擇V帶的帶型根據課本157頁圖8-11推出選擇A型V帶（3） 確定帶輪的基準直徑d1并驗算帶速v根據課本157頁表8-8，初選小帶輪直徑d1=100mm帶速v應控制在525m/s，最大不應超過30m/s計算大帶輪的基準直徑d2（4） 確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld初定中心距a0取a0=500mm計算相應的帶長Ld0查課本表8-2，選帶的基準長度Ld=1600mm計算中心距a及其變動范圍（5） 驗算小帶輪上的包角（6） 確定帶的根數z（）根據d1=100mm，n1=960

8、r/min，查課本表8-4a得P0=0.95KW根據n1=960r/min，=3.15，A型V帶，查課本表8-4b得P0=0.11KW查表8-2及8-5得=0.99，=0.926 取4根（7） 確定帶的初拉力查課本表8-3得q=0.1kg/m單根V帶所需的最小初拉力（8） 計算帶傳動的壓軸力 (9)帶輪采用孔板式結構6. 減速器內齒輪傳動設計高速級齒輪1.確定齒輪類型、精度等級、材料及齒數高速級齒輪選用斜齒輪配合，低速級采用直齒輪配合。運輸機為一般工作機器，速度不高，所以選7級精度。齒輪材料及熱處理材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為

9、大齒輪 240HBS 齒輪精度：按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步選擇小齒輪齒數z1=17，大齒輪齒數z2=90選擇螺旋角，初選螺旋角=15°2. 齒面接觸強度設計（1）數值的計算選取試選Kt=1.6查課本圖10-26得=0.742，=0.87，=1.612查課本圖10-30得=2.425計算小齒輪的轉矩查課本表10-7取齒寬系數d=1.0查課本表10-6得材料的彈性影響系數ZE=189.8查課本圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限計算應力循環次數查課本圖10-19取接觸疲勞壽命系數取失效概率為1%，安全系數S=1（2

10、） 計算圓周速度（3） 計算齒寬b及模數（4） 計算縱向重合度（5） 計算使用系數K根據v=0.87m/s，7級精度，由課本圖10-8得Kv=1.05由課本表10-4,10-3及圖10-13查得(6) 按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑（7） 模數計算3. 齒根彎曲強度計算計算載荷系數根據縱向重合度，查課本圖10-28得螺旋角系數計算當量齒數由課本表10-5查取齒形系數由課本表10-5查取應力校正系數查課本圖10-20c得大小齒輪的彎曲疲勞極限分別是查課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4計算大小齒輪的大齒輪的數值較大取=2.5mm對比計算結果，

11、由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=60.73來計算應有的齒數.于是有：4. 幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為a=195mm按圓整后的中心距修正螺旋角大小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度低速級齒輪（1）齒輪材料及熱處理材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 齒輪精度：按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。選取小齒輪的齒數z1=20,大齒輪的齒

12、數功率P1=2.64KW，n1=57.83m/s（2） 按齒面接觸強度設計試確定載荷系數 Kt=1.3計算小齒輪傳遞的轉矩（公式同斜齒輪）取齒寬系數彈性影響系數ZE=189.8小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限計算應力循環次數(公式同斜齒輪)接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1（公式同前）（3） 計算試計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度v計算齒寬計算齒寬與齒高之比模數齒高所以計算載荷系數根據v=0.3m/s，7級精度，查課本圖10-8得動載系數直齒輪查課本表10-4取所以按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑計算模數m（3） 按齒根彎曲強度計算大小齒輪的彎曲疲勞極

13、限分別是取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4計算載荷系數由課本表10-5查取齒形系數由課本表10-5查取應力校正系數計算大小齒輪的大齒輪的數值較大因此對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=4mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=110.778來計算應有的齒數.于是有：(4) 幾何尺寸的計算分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度（5） 結構設計（以低速級大齒輪為例）分度圓直徑d=m*z=452mm齒根圓直徑df=z*m-2.5*m=442mm

14、齒頂圓直徑da=z*m+2*m=460mm基圓直徑db=z*m*cos(alpha)=424.74mm因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500mm，故以選用腹板式結構為宜計算方式如下圖根據公式求得低速級大齒輪結構圖：7.傳動軸承和傳動軸的設計輸出軸及其所帶軸承的設計（1） 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=2.51KW =14.28r/min =1659.24NM（2） 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =452 所以 F= F= F（直齒輪螺旋角等于0） F= Ftan=0圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:（3）初步確定軸的最小直徑按課本15-2初步估算軸的最小直徑

15、,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取，于是：對于直徑小于100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%7%d=59.64X1.05=62.622mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號查課本,選取因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊GB/T 5014-2003選取LX4型彈性柱銷聯軸器其公稱轉矩為2500Nm,半聯軸器的孔徑(4)軸的結構設計初選方案的結構圖根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯

16、軸器與 ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比略短一些,現取 初步選擇滾動軸承.因軸承不受軸向力的作用,故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據查手冊標準GB/T283-2007，選用N215E軸承（）故;而 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得N215E型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為110mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高7mm,取.軸環寬度,取=15mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根

17、據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軸器右端面間的距離 ,故取 取低速級齒輪距箱體內壁之距離a1=16,高速級齒輪距箱體內壁距離a2=24.5mm,兩圓柱齒輪間的距離c=40.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度B=25,高速齒輪輪轂長L=70,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,所以作為簡支梁的軸的支承跨距 T=T3=165924N.mm6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1

18、得=60MP ， 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度.（這里是設該軸需要精確校核疲勞強度，如不需要，則這一步工作可省略）. 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面的應力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可. 截

19、面左側。抗彎系數 W=0.1=0.1=42187.5抗扭系數 =0.2=0.2=84375截面的右側的彎矩M為 截面上的扭矩為 =165924截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得： 因 經插入后得2.0 =1.31軸性系數為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數 W=0.1=0.1=12500抗扭系數 =0.2=0.2=25000截面左側的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩

20、為 =295截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 =K=K=所以 綜合系數為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的8.鍵的設計和計算選擇鍵聯接的類型和尺寸一般7級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據 =63mm，查課本表6-1取平鍵截面bxh=18mmX11mm，長度取90mm根據 =81mm，查課本表6-1取平鍵截面bxh=22mmX14mm，長度取90mm校和鍵聯接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式（6-1）得： 103 82 兩者都合適軸承的壽命校核因為選

21、用軸承為N215E型，只受徑向載荷Fr，所以P=Fr=2672.19N軸承使用時間Lh=輸出軸轉速n=14.28r/min所以（）中間軸及其所帶軸承的設計（1） 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=2.64KW =57.83r/min =430.98NM（2） 求作用在齒輪上的力直齒輪上的力 F= F= F（直齒輪螺旋角等于0） F= Ftan=0斜齒輪上的力 F= F= F （直齒輪螺旋角等于14.545°） F= Ftan=681.77N（3）初步確定軸的最小直徑按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取，于是：(4)軸的結構設計初選方案的結構圖

22、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 根據箱體內壁之間的距離是相同的，根據輸出軸所算推出箱體內壁之間的軸段長為260.5mm a1=16mm,a2=24.5mm,C=40mm，T=20.75mm，a=18.6mm求的l1=49.75mm，l2=110mm，l3=40mm，l4=60mm，l5=58.25mm 初步選擇滾動軸承.輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，因為要受軸向力的影響，所以需要選可以提供軸向力的軸承，初選軸承為圓錐滾子軸承，查手冊選擇30209型圓錐滾子軸承（） 所以取d1=d5=45mm，d2=55mm，d3=65mm，d4=55mm 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速

23、器及軸承端蓋的結構設計而定)至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.（5） 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,所以作為簡支梁的軸的支承跨距 計算方法同直齒輪 T=T2=430980N.mm6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP ， 此軸合理安全其余校核方法同輸出軸的校核方法輸入軸及其所帶軸承的設計（1） 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=2.78KW =304.76r/min =86.03NM（2） 求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =61.99 mm B=70mm所以 F= F=

24、F F= Ftan=720.15N（3）初步確定軸的最小直徑按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取，于是：輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，因為要受軸向力的影響，所以需要選可以提供軸向力的軸承，初選軸承為圓錐滾子軸承，查手冊選擇30206型圓錐滾子軸承（）(4)軸的結構設計初選方案的結構圖根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度根據箱體內壁之間的距離是相同的，根據輸出軸所算推出箱體內壁之間的軸段長為260.5mm a2=24.5mm,B=70mm,C=40mm，T=17.25mm，a=13.8mm求的l1=100mm，l2=17.25mm，l3=1

25、58mm，l4=16mm，l5=65mm，l6=54.75mm5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,所以作為簡支梁的軸的支承跨距 T=T1=86030N.mm其余校核方法同輸出軸的計算方法一樣9.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應

26、有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定

27、之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚13箱蓋壁厚11箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度16.5箱座底凸緣厚度32.5地腳螺釘直徑M24地

28、腳螺釘數目查手冊6軸承旁聯接螺栓直徑M12機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）10，至外機壁距離查機械設計手冊表11-2341816，,至凸緣邊緣距離查機械設計手冊表11-2281614外機壁至軸承座端面距離=+（812）45大齒輪頂圓與內機壁距離>1.220齒輪端面與內機壁距離>15機蓋，機座肋厚10 12軸承端蓋外徑+（55.5）85（1軸）100（2軸）130（3軸）軸承旁聯結螺栓距離85（1軸）100（2軸）130（3軸）10. 潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.油的深度為H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度