展开式二级圆柱齿轮减速器

齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计摘要这次毕业设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构。通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计方法，构成减速器的通用零部件。这次课程设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过知识。如：机械制图，金属材料工艺学公差等已学过的理论知识。在实际生产中得以分析和解决。在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺等方面的要求，确定合理的设计方案。 关键词：减速器 刚性 工艺学 零部件第一章 绪 论减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。 减速器的种类很多，这里我们涉及圆柱齿轮组成的减速器，最普遍的是展开式二级圆柱齿轮减速器，它是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种。二级圆柱齿轮减速器分为展开式、分流式、同轴式，i=840，用斜齿、直齿、人字齿。两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。轴线可以水平、上下、垂直布置。它的齿轮相对于支撑位置不对称，当轴产生变形时，载荷在齿轮上分布的不均匀，因此，轴应设计的具有较大的刚度，并使齿轮远离输入端或输出端。 我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。我们本次设计的题目是二级圆柱斜齿轮减速器，我们对这次设计的对象有了更深入的了解。另外，我们通过设计可以更加详尽的了解各部分的功能和设计要求，比如，带轮的设计、齿轮的设计及轴的设计、箱体的各部分零件的尺寸计算等等。同时，我们还要选取其它附属部件，如键、轴承、联轴器等。在本次设计中，我们将运用CAD辅助绘图，这也给我们带来了极大的便利。第二章 展开式二级圆柱齿轮减速器的设计1、设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图所示。1电动机 2V带传动 3展开式双级齿轮减速器4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带(1)带式运输机数据运输机工作轴转矩T=800/(Nm)运输带工作速度v=1.4/(m/s)运输带滚筒直径D=400/mm(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为5%。(3)使用期限 工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量及加工条件 小批量生产。2、设计任务（1）选择电动机型号；（2）确定带传动的主要参数及尺寸；（3）设计减速器；（4）选择联轴器。3、具体作业（1）减速器装配图一张；（2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；（3）设计说明书一份。4、数据表运输机工作轴转矩T/(Nm)800850900950800850900800850900运输带工作速度v/(m/s)1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4运输带滚筒直径D/mm360370380390400410360370380390第三章 电动机的选择3.1 选择电动机的类型和结构式选用三相鼠笼是异步电动机，有传动方案选择圆柱齿轮，无特殊要求，采用Y系列电机，为防止杂质侵入电机内部，电动机采用封闭式。3.2 选择电动机的容量运输机的工作转速 运输机的所需功率查表3-2得滚筒的效率为，取皮带传动效率，齿轮传动效率0.97，滚子轴承的传动效率0.98，联轴器的传动效率0.99.轴与轴之间的传动效率轴与轴之间的传动效率轴与滚筒之间的传动效率电动机到滚筒的总效率所需电机功率： 3.3 确定电动机的转速为带传动比，取24为高速级传动比，取35为低速级传动比，取35且 则 n=11706000为减小电动机的结构尺寸，降低成本，取n=1500r/min查表12-1 取电动机型号 Y132M-4 查表12-3 电动机基本参数额定功率7.5Kw；满载转数1440r/min；中心高度 132mm表12-1 电动机参数选择额定功率单位为7.5KW，满载转速单位为1440r/min，堵转转矩与最大转矩单位都为2.2Nm。第四章 传动装置运动及动力参数计算4.1 传动比分配传动装置的总传动比要求为式中： -电动机满载转速， r/min.多级传动中，总传动比为： 分配传动比要考虑以下几点：(1)齿轮各级传动比要在要求的范围内：i=3-5，带传动比范围：i=2-4;(2)应使传动装置结构尺寸最小、重量最轻.(3)应使各传动尺寸协调，结构匀称合理.避免干涉碰撞.可采用推荐的，取=1.4，取带传动比则 求得 但是在实际传动中有误差，一般允许相对误差为。4.2 传动装置的运动和动力参数设计计算传动件时，要用各轴的转速、转矩或功率，因此要将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。各轴转速轴：轴：轴：，分别表示1，2，3轴的转速r/min；1轴为高速轴、2轴为中速轴、3轴低速轴；， 分别表示带轮、高速轴；高、中速轴；中、低速轴间的传动比；各轴功率轴： 轴：轴：滚筒轴：，1，2，3，滚筒轴输入功率；表示各传动机构和摩擦副效率；各轴转矩电动机轴输出转矩： 轴： 轴： 轴： 滚筒轴：， ， ，1，2，3，滚筒轴输入转矩；轴（电动机轴）： 轴（高速轴）： 轴（中间轴）： 轴（低速轴）： 轴（滚筒轴）： 见表4-2为各轴运动和动力参数数值，详细介绍各轴的功率、转速、及转矩等值。4-2 各轴运动和动力参数轴名输入功率Kw输入转矩Nm转速r/min传动比i 效 率电动机轴6.7945.03144020.96轴6.5286.57203.880.9506轴6.2319185.62.770.9506轴5.89839.56710.9508滚筒轴5.71813.967第五章 传动零件的设计计算5.1 带传动的设计1.确定计算功率由机械设计表8-7查得工作情况系数=1.1，故2.选取普通V带带型根据确定选用v带，由表8-10得，A型3.初选小带轮的直径。并验算带速v1）初选小带轮的直径，由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径2）验算带速v 故带速合适3）大带轮的基准直径 已圆整。4.确定V带的基准长度和传动中心距1）根据，初步确定中心距=300mm2）计算带所需的基准长度 由表8-2得取3）计算实际中心距a 中心矩的变动范围5.验算主动轮上的包角主动轮上的包角合适。6.计算V带的根数z1）计算单根V带的额定功率由和查表8-4a得根据和A型带。查表8-4b得查表8-5得表8-2得于是2）计算v带根数 取8根7.计算单根v带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m应该使带的实际拉力8.计算作用在轴上的压轴力 9.带轮结构设计小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式10.调整高速轴的转速和转矩 5.2 高速级齿轮设计计算1.选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数：选取直齿圆柱齿轮传动。带传动为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88）材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数 ，取=94。2. 按齿面接触强度设计由设计公式确定公式内的各计数数值并计算（1）选取载荷系数计算小齿轮传递的转距选取齿宽系数；材料的弹性影响系数齿面硬度查10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限（2）计算应力循环次数接触疲劳寿命系数。（3）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，（4）试算小齿轮分度圆直径 （5）计算圆周速度 （6）计算齿宽b（7）计算齿宽与齿高之高比b/h（8）计算载荷系数根据v=2.33m/s，7级精度，查图10-8查的动载系数 直齿轮，假设。得由表10-2得使用系数，7级精度，非对称布置由，则载荷系数（9）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（10） 计算模数 3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度计算公式确定公式内各计算数值（1）小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限。（2）由图10-18得弯曲疲劳寿命系数。（3）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1（4）计算载荷系数K （5）查10-5得齿形系数 （6）查10-5得应力校正系数 （7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。4.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=2.0，直径算出小齿轮齿数5.核算6.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度 取（4）验算 合适。5.3 低速级齿轮设计计算1.选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数选取直齿圆柱齿轮传动。传输机为一般工作机器，速度不高，选取7级精度材料选择：小齿轮材料为40钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数=23，则大齿轮齿数，取。2.按齿面接触强度设计由设计公式确定公式内的各计数数值（1）选取载荷系数.计算小齿轮传递的转距选取齿宽系数；材料的弹性影响系数。齿面硬度查10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（2）计算应力循环次数（3）接触疲劳寿命系数；计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，3.计算（1）试算小齿轮分度圆直径 （2）计算圆周速度 （3）计算齿宽b（4）计算齿宽与齿高之高比b/h（5）计算载荷系数根据，7级精度，查图10-8查的动载系数，直齿轮，假设。得。使用系数，7级精度，非对称布置。由，则载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（7）计算模数4.按齿根弯曲强度设计弯曲强度计算公式确定公式内各计算数值（1）小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限。由图10-18得弯曲疲劳寿命系数。（2）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4（3）计算载荷系数K（4）查10-5得齿形系数（5）查10-5得应力校正系数（6）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。5.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=3.5，直径算初齿数6.核算 7.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度 ，取。（4）验算 合适。齿轮结构为标准型。（5）因减速器的低速轴与运输机连接用的联轴器，由于轴的转速较底不必要求具有较小的转动惯量，但传递的转矩较大，又因为减速器与工作机不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此，选用无弹性的扰性联轴器，选用滚子链式联轴器。由，取；查表8-4取型号GL9第六章 轴的设计及计算6.1 高速轴设计， 1.结构设计取轴的材料为45钢（调质），查表15-3，取=115。因为有键槽，则，圆整取 （1）确定各轴段直径：最小轴段，：轴肩2处对带轮定位，：轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，初取轴承型号6307，其主要参数，。该轴跨距。：由轴承对轴肩要求，查6307得，：同理：同理，（2）确定各轴段长度：由与12轴段配合的带轮宽B=52mm，：查表11-1，地脚螺栓 ，得轴承旁连接螺栓 ，取。由表11-2得 箱体轴承孔长 轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取则 ：与轴承配合，取：轴环宽度：由与之相配合的齿轮1宽：确定轴上倒角和圆角2.按许用弯曲应力校核轴强度轴上力的作用点及支点跨距的确定，齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置 (2) 绘轴的受力图(如下图)(3) 计算轴上的作用力齿轮1的啮合力V带作用的压轴力 (4)计算支反力水平面内 解得 弯矩 垂直面内 解得 弯矩 两平面合成，得 受力弯矩图(5)计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得 ；应力校正系数0.6 ；B，C为危险截面，分别校核： ，截面强度足够，高速轴安全；6.2 中速轴设计， ， 1.结构设计（1）取轴的材料为45钢（调质），查表15-3，取=115。， 圆整取 （2）确定各轴段直径：最小轴段为使之与轴承相适应，选轴承型号6308，则 ，该轴跨距：轴肩2为过渡部位，区分加工表：轴肩3处对齿轮2有轴向定位要求，取 ：同理与， ：同理（3）确定各轴段长度：与轴承配合段：与齿轮2配合段 ：与齿轮3配合取 ：与轴承配合 ：轴环宽度 （4）确定轴上倒角和圆角 2.按许用弯曲应力校核轴强度（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定；齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上两齿轮力的作用点位置。 ；(2) 绘轴的受力图(3) 计算轴上的作用力齿轮1的啮合力 (4)计算支反力 水平面内 解得 弯矩 垂直面内 解得 弯矩 两平面合成，得(5)计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得；应力校正系数0.6 G，F为危险截面，分别校核 G截面危险F截面强度足够；重新设计轴段45的直径为保证轴的强度及键的削弱，取则，；校核G截面强度 重新设计后，G截面安全。6.3 低速轴设计， ， 1.结构设计取轴的材料为45钢（调质），查表15-3，取=108。因为有键槽，则；圆整取 （1）定各轴段直径：最小轴段，与联轴器GL9相适应，取：轴肩2处对半联轴器有轴向定位，：轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，因，查表6-1，处取轴承型号6013，其主要参数，该轴跨距：由轴承对轴肩要求，查表6-1型号6013得，：同理，：对轴承轴肩的要求通过套筒来实现，：轴肩8对齿轮4有轴向定位要求，（2）定各轴段长度：由与12轴段配合的半连轴器孔长B=84mm， ：查表11-1，地脚螺栓 得 轴承旁连接螺栓 ，取由表11-2得 箱体轴承孔长轴承端盖厚e=10mm装拆螺钉余量取 ：与轴承6013配合，取：轴环宽度：由与之相配合的齿轮4宽得： （3）确定轴上倒角和圆角 2.按许用弯曲应力校核轴强度（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定；齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置 ；(2) 绘轴的受力图(3) 计算轴上的作用力齿轮4的啮合力 (4)计算支反力水平面内 解得 弯矩 垂直面内 解得 弯矩 两平面合成，得 (5)计算当量弯矩因为材料为45钢（调质），由表15-1查得；应力校正系数0.6 ，Q为危险截面，校核Q截面 Q截面强度足够，低速轴安全；第七章 滚动轴承的选择和计算7.1 高速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6307，因轴承支点跨距300mm采用两端固定的轴承组合，两轴承分别受的径向力为，。转速得当量动载荷；查表13-4得 ，传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数；查表6-1得6037的基本额定动载荷，所以 预期计算寿命：选取窄一点的轴承6207；查表6-1得 基本额定动载荷6207合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。7.2 中速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6308，因轴承支点跨距300mm采用两端固定的轴承组合，两轴承分别受的径向力为，。转速得当量动载荷；查表13-4得 ；传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数；查表6-1得6013的基本额定动载荷，所以 选取窄一点的轴承6208查表6-1得 基本额定动载荷但按三年间修期则，六年更换一次。6208合适，多余宽度留与轴承与箱体内端面的间隙。7.3 低速轴轴承由计算轴时初选轴承型号6013，因轴承支点跨距300mm采用两端固定的轴承组合，两轴承分别受的径向力为，。转速得当量动载荷；查表13-4得 ；传动机构有轻微冲击，查表13-6得，载荷系数；查表6-1得6013的基本额定动载荷，所以 预期计算寿命 ：，轴承6013合适。第八章 减速器结构及其附件的设计1箱体尺寸参考课程设计书上的参数，可计算出尺寸如下：尺寸表名 称符 号减速器型式及尺寸关系箱座厚度9mm箱盖厚度18mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座凸缘厚度b13.5 mm箱座底凸缘厚度b220 mm地脚螺钉数目n4地脚螺钉直径df20mm轴承旁边联结螺栓直径d116mm盖与座联结螺栓直径d212 mm联接螺栓d2的间距l200 mm轴承端盖螺钉直径d38 mm视孔盖螺钉直径d48 mm定位销直径d8 mm至外箱壁距离、至凸缘边缘距离C1C2地脚螺栓：C1min=24mm，C2min=22mm，D0=36mm轴承旁联接螺栓：C1min=20mm，C2min=18mm，D0=30mm盖与座联接螺栓：C1min=16mm，C2min=14mm，D0=22mm轴承旁凸台半径R125mm凸台高度h50mm外箱壁至轴承座端面距离l143mm铸造过度尺寸x，yX=3mm，y=15mm大齿轮顶圆与内箱壁距离115mm齿轮端面与内箱壁距离k15mm箱盖，箱座肋厚m1，m2m1=7mm， m=8mm，轴承端盖外径D2高速轴的：D2=140mm中速轴的：D2=130mm低速轴的：D2=115mm轴承旁联接螺栓距离S 低速取 S=155mm，中速取S=132.25mm， 低速取S=122.5mm2.减速起附件及其结构设计（1）窥视孔及窥视孔盖主要参数， A=100mm，n=8，h=4， R=5（2）通气器直径，则相应系数为：，。（3）轴承端盖a、蜗杆上的轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。由前面的计算知，轴承外径D=120mm。螺栓直径选为M10，所以；，取，取， 取m=21mm。b、蜗杆上的轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。由前面的计算知，轴承外径D=100mm。螺栓直径选为M8，所以；，取， 取， 取m=21mm(4)油标50 如右图杆式油标，螺纹直径选为M16，则相应系数为：；(5)放油孔及放油螺噻 放油螺塞的直径取为，则相应的其他参数为：；（6）起吊装置a、箱盖上的吊耳箱盖上的吊耳结构如右图所示，其中 取 取 取 b、箱座上的吊钩 齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计箱座上的吊钩结构如下图所示，其中，取；（1）窥视孔及窥视孔盖（2）轴承端盖第九章 减速器润滑与密封9.1 润滑方式1.齿轮润滑方式（1）低速级齿轮和高速级齿轮的速度都小于12.采用油池润滑（2）齿轮润滑选用150号机械油（GB 4431989），最低最高油面距(大齿轮)1020mm，需油量为1.5L左右2.轴承润滑方式（1）采用润滑脂润滑(一般)（2）ZL-3型润滑（GB 73241987）用油量为轴承间隙的1/31/2为宜9.2 密封方式1、箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。2、观察孔和油孔等出接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3、轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外延端与透端盖的间隙，由于，故选用半粗羊毛毡加以密封。4、轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。结 论为期半个多月的课程设计终于结束了,经过这一段时间的努力，我的课程设计终于完成了，看着自己辛苦的劳动成果，心里别提有多高兴，虽然在这次课程设计中我遇到了很多问题，但但是在老师和同学的帮助下,我还是顺利的完成了此次课程实习。通过这次课程设计我发现了很多自己的不足，尤其是对专业知识掌握的不充分，总是遇到一些专业技术上的难题，但是在老师的帮助下，我还是顺利的解决了这些难题，这也让我对所学过的知识有了进一步的巩固和理解。通过这次课程设计，不仅锻炼了我的动手动脑的能力，还使我更加熟练的使用AutoCAD等制图工具，真正做到学以致用。总之，通过这次机械设计综合课程设计，使我对机械设计制造专业有了更进一步的了解，。对我的影响是十分巨大的，非常感谢学校和老师能够给了我这次难得的锻炼学习机会。致 谢历时三周时间的课程设计终于写完，在课程设计的设计过程中遇到了许多的困难和障碍，都在同学和老师的帮助下度过了。尤其要强烈感谢我的指导老师王世刚老师，她对我进行了悉心的指导和帮助，不厌其烦的帮助课程设计的修改。另外，在校图书馆查找资料的时候，图书馆的老师也给我提供了很多方面的支持与帮助。在此向帮助和指导过我的各位老师表示最中心的感谢！感谢这篇课程设计所涉及到的各位学者。本文引用了数位学者的研究文献，如果没有各位学者的研究成果的帮助和启发，我将很难完成本篇论文的写作。感谢我的同学和朋友，在我做课程设计的过程中给予我了很多你问素材，还在论文的撰写和排版过程中提供热情的帮助。参考文献1 王之栎 王大康，机械设计综合课程设计. 机械工业出版社出版，20092 濮良贵 纪名刚，机械设计. 高等教育出版社出版，20083 大连理工大学工程画教研室，机械制图. 高等教育出版社，2003