机械设计课程设计减速箱-毕业论文.doc

目录一.设计任务书31.题目32.总体布置简图33.工作情况34.原始数据3二.传动方案简述4三.选择电动机容量 41.电动机类型选择42.电动机功率的选择43.电动机额定转速的选择54.确定电动机的型号55.电动机的主要参数66.总传动比的确定及各级传动比的分配77.各轴转速、转矩与输入功率7四.传动设计 91.高速级齿轮传动设计92.低速级齿轮传动设计 163.齿轮参数汇总表 24五.轴及轮毂连接 251.低速轴的结构设计 252.中间轴的结构设计 283.高速轴的结构设计 304.输出轴的强度校核 32六.键的选择与键联接强度校核 391.键1（键1270）的联接强度校核392.键2（键1656）的联接强度校核403.键3（键1256）的联接强度校核404.键4（键1228）的联接强度校核415.键5（键625）的联接强度校核41七.滚动轴承的校核计算 421.减速器各轴所用轴承代号汇总422.高速轴轴承寿命计算423.中间轴轴承寿命计算454.输出轴轴承寿命计算49八.减速器的润滑与密封531.齿轮传动的润滑532.齿轮润滑油牌号及油量计算533.轴承的润滑与密封54九.减速器箱体及其附件541.箱体结构形式及材料542.箱体主要结构尺寸表543.箱体主要附件作用及选择55十.验算工作机带速 59十一.个人小结60参考资料61设 计 计 算 及 说 明 结 果一电动机的选择与运动参数计算1.电动机类型选择 根据电源及工作机工作条件，选用Y（IP44）系列三相异步电动机。2.电动机功率的选择1）工作机所需功率计算工作机所需功率及所需的转速 得 得 2）电动机输出功率 计算电动机至工作机的总效率 由2P7表2-4 联轴器1的效率 取= 0.99联轴器2的效率 取= 0.99一对滚动轴承的效率 取= 0.98一对齿轮传动的效率 取= 0.96 一对滑动轴承效率 取= 0.97得 所以 3）确定电动机的额定功率由选取电动机额定功率 取3.电动机额定转速的选择推算电动机转速可选范围，由查得单级圆柱齿轮传动比 =，则展开式两级圆柱齿轮减速器的传动比范围为 =，则电动机转速可选范围为： -高速齿轮的传动比； -低速齿轮的传动比; -工作机的转速。4.确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。现对两种电动机进行比较：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速(r/min)电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比高速级低速级1Y100L1-42.2150014203424.785.54.5052Y112M-62.21009404516.44.433.7 确定初选方案：两方案都可行，但方案2传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此初选方案2，选择Y112M-6 型电动机即电动机同步转速= 1000 r/min。5.电动机的主要参数1） 电动机的主要技术数据 见上表2）电动机的外形示意图3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm）电机型号Y112M型号尺 寸HABCDEFGDGADACHDL11219014070286087241901152654006.总传动比的确定及各级传动比的分配1）理论总传动比 电动机满载转速。2）各级传动比的分配齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配一般取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般取 取 ，则 4.43 7.各轴转速、转矩与输入功率1）各轴理论转速设定：电动机轴为0轴；高速轴为轴；中间轴为轴；低速轴为轴；卷筒轴为IV轴(1)电动机轴 r/min(2)轴 r/min(3)轴 r/min(4)轴 r/min（5）IV轴 r/min2)各轴的输入功率(1)电动机轴 kW(2)轴 kW(3)轴 kW(4)轴 kW（5）IV轴 kW3）各轴的理论转矩(1)电动机(2)轴(3)轴(4)轴（5）IV轴4）各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kW）输入转矩(Nm)传动比电动轴9402.1822.151第I轴9402.1621.934.43第II轴212.22.0391.363.7第III轴57.31.91318.3第IV轴57.31.891315.21四传动设计1.高速级齿轮传动设计1）原始数据输入转矩小齿轮转速=940 r/min齿数比=由电动机驱动单向运转、三班制工作、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷平稳。（设每年工作日为300天）2）设计计算（1）选齿轮类型、精度等级、材料及齿数1该齿轮为斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4初选小齿轮齿数大齿轮齿数，取5初选螺旋角（2）按齿面接触强度设计按下式试算，即 1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 区域系数 端面重合度， 则应力循环次数 接触疲劳寿命系数； 接触疲劳许用应力取失效概率为1%；取安全系数接触疲劳强度极限 接触疲劳强度极限 2.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及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数 使用系数 由 根据电动机驱动，载荷平稳得 动载系数 由 根据v=1.81m/s、7级精度，取 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 由 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8， mm，得 =1.287 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数由 根据b/h=8.42， 得 齿向载荷分配系数、由根据，7级精度，软齿面传动，得 则=11.121.41.1.287=2.018（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径由得， (3)按齿根弯曲强度设计由1.确定计算参数（1）计算载荷系数 （2）螺旋角影响系数 由 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数由 得 （4）疲劳强度极限弯曲疲劳强度极限 弯曲疲劳强度极限 （5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由得（6）计算当量齿数；（7）查取齿型系数 应力校正系数由 计算得 （8）计算大小齿轮的 并加以比较 经比较所以大齿轮的数值大，故取0.016352 计算（4）分析对比计算结果对比计算结果，取=1.25已可满足齿根弯曲强度，但考虑到加工工艺选择=1.5。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的来计算应有的、。 取26； 取116满足、互质。（5）几何尺寸计算1 计算中心距将圆整为110mm.2 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3 计算大小齿轮的分度圆直径、4 计算齿轮宽度取，（6）结构设计 1.小齿轮的结构设计由后面的轴的设计知，轴与小齿轮配合处的轴径为33mm,若配合处采用键连接，则有 小齿轮的齿根圆半径为 键连接处 （可参考GB1096-79） 齿轮的端面模数为 则齿根圆到键槽底部的距离为 根据推荐的经验数据应将小齿轮与轴做成一体，即齿轮轴。其结构见下图。 2大齿轮的结构设计 大齿轮的齿顶圆直径为 即，则由选择下图的结构，采取自由锻方式加工。 由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。 则 ，;由轴过渡处圆角定 2.低速级齿轮传动设计1）原始数据输入转矩小齿轮转速=212.2 r/min齿数比=由电动机驱动单向运转、三班制工作、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷平稳。（设每年工作日为300天）2）设计计算（1）选齿轮类型、精度等级、材料及齿数1该齿轮为斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4初选小齿轮齿数大齿轮齿数，取5初选螺旋角（2）按齿面接触强度设计按下式试算，即 1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 区域系数 端面重合度， 则应力循环次数 接触疲劳寿命系数； 接触疲劳许用应力取失效概率为1%；取安全系数接触疲劳强度极限 接触疲劳强度极限 2.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及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数 使用系数 由 根据电动机驱动，载荷平稳得 动载系数 由 根据v=0.60m/s、7级精度，取 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 由 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.1， mm，得 =1.482 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数由 根据b/h=12.09， 得 齿向载荷分配系数、由 根据，7级精度，软齿面传动，得 则=11.11.41.482=2.282（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径由得， (3)按齿根弯曲强度设计由1.确定计算参数（1）计算载荷系数 （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数由 得 （4）疲劳强度极限弯曲疲劳强度极限 弯曲疲劳强度极限 （5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由得（6）计算当量齿数；（7）查取齿型系数 应力校正系数由 计算得 （8）计算大小齿轮的 并加以比较 经比较所以大齿轮的数值大，故取0.01635。2 计算（4）分析对比计算结果对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的来计算应有的、。 取29； 考虑到高速级已把传动比放大，则取107满足、互质。（5）几何尺寸计算1 计算中心距将圆整为141mm.2 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3 计算大小齿轮的分度圆直径、4 计算齿轮宽度取，（6）结构设计 1.小齿轮的结构设计由后面的轴的设计知，轴与小齿轮配合处的轴径为40mm,若配合处采用键连接，则有 小齿轮的齿根圆半径为 键连接处 （可参考GB1096-79） 齿轮的端面模数为 则齿根圆到键槽底部的距离为 根据推荐的经验数据应将小齿轮与轴分开制造， 齿轮的齿顶圆直径为 即小齿轮的齿顶圆直径小于100mm，应制成实心式。则由选择下图的结构。 由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。 则取;由轴过渡处圆角定 2大齿轮的结构设计 大齿轮的齿顶圆直径为 即，则由选择下图的结构，采取自由锻加工方式。 由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。 则 ，;由轴过渡处圆角定 3.齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm) (mm)(mm)精度等级旋向2640.2843.2836.537左旋116179.72182.72175.97右旋传动传动比中心距a(mm)模数(mm)螺旋角齿宽b(mm)4.461071.535低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm) (mm)(mm)精度等级2960.1464.1455.147右旋107221.86225.86216.86左旋传动传动比中心距a(mm)模数(mm)螺旋角齿宽b(mm)3.69141270五.轴的设计1. 为使中间轴受力较小，在高速级齿轮组中，小齿轮采用右旋，大齿轮采用左 旋；在低速级齿轮组中，小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋。各齿轮受力如 下： 2.低速轴的结构设计1）低速轴上的功率、转速、转矩2）选材及估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。由 取 由由于需要考虑轴上的键槽放大,则该段轴需与联轴器连接，要使该段直径与连轴器的孔径相同，需同时选用连轴器，而本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线存在偏移，但本工作机工作班制为三班制，即很少有停车和启车的情况，且载荷平稳，所以选择滚子链联轴器。由 得：由 查得工作情况系数 1.5 由 得：选用GL7型滚子链联轴器，轴孔选择有沉孔的短圆柱形轴孔GL7型滚子链联轴器主要参数为：公称转矩轴孔长度孔径联轴器外形示意图如下 联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2GL76306304284127.780.0123）轴的结构设计(直径,长度来历) （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径d和长度L a.为了满足半联轴器的轴向定位要求H-I轴段左端要求制出轴肩，且考虑到毡圈是标准件，故取H-F段的直径;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L= 84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取H-I段的长度应比L略短一些，现取。b.初步选择滚动轴承。考虑到同时承受径向力和轴向力，故选用角接触球轴承；又根据，选7010C号角接触球轴承 由尺寸为故取两轴承外端都采用封油盘定位，且封油盘超出内壁1mm，则c.取安装齿轮处的轴段B-C的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用封油盘定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取,齿轮的左端采用轴肩定位轴肩高度取轴直径的0.070.1倍，这里取轴肩高度h=5mm.所以.轴肩的宽度b=1.4h,取轴肩的宽度为.d.轴承端盖的总宽度为40.6mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为51.4mm。故取 e.取低速级小齿轮与箱体的内壁的距离为15mm，由于与之啮合的大齿轮齿宽比小齿轮窄5mm，则大齿轮距箱体内壁的距离为a=17.5mm。考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=10mm,且高速轴大齿轮端面与内壁距离为17.5mm，且两个大齿轮之间的轴向距离为15mm。又已知滚动轴承的宽度B=16mm ,内壁间距为171 mm；则，至此已初步确定轴得长度和直径。（2）轴上零件得周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按由查得平键1的截面 取L=70mm同理按. 平键2的截面 取L=56mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/r6。半联轴器与轴得配合选H7/r6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6。由，取轴端倒角和圆角半径1.6mm或2.0mm，具体见附图（输出轴零件图）。2中间轴的结构设计1）中间轴上的功率、转速、转矩 2）选材及估算最小轴径中间轴选用材料：45号钢，调质处理。由 考虑到此轴的受力较复杂取 由由于需要考虑轴上的键槽放大,则3） 确定各轴段直径取，即和轴承配合处的轴径为35mm，则初选轴承为7307C号角接触球轴承，小齿轮的分度圆直径为60.14mm，为和轴配合合理，则取，为便于加工取，两齿轮中间为一共用的轴肩，轴肩高度取轴直径的0.070.1倍，这里取轴肩高度h=3.5mm.所以.4） 确定各轴段长度轴肩的宽度由齿轮的位置确定，由低速级轴的结构设计知轴肩的宽度为.其他长度确定方法同低速级轴的结构设计方法相同，不再详述。则 ；5） 轴承和键的选择初选轴承为7307C号角接触球轴承 由其尺寸为按由查得平键3的截面 取L=56mm 按由查得平键4的截面 取L=28mm 3高速轴的结构设计1）高速轴上的功率、转速、转矩2）选材及估算轴的最小直径因为高速轴小齿轮结构为齿轮轴,则选用40Cr，调质处理由 由该段轴需与联轴器连接，要使该段直径与连轴器的孔径相同，需同时选用连轴器，而本减速器属于中小型减速器，本工作机工作班制为三班制，即很少有停车和启车的情况，且载荷平稳，所以选择凸缘联轴器。由 得：由 查得工作情况系数 1.5 由 得查选用YL4型凸缘联轴器，轴孔选择有沉孔的短圆柱形轴孔YL4型凸缘联轴器主要参数为：公称转矩轴孔长度孔径联轴器外形示意图如下 联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2YL440900018301000.009（2）确定各轴段直径 由联轴器配合处的轴径为18mm，即； 考虑到毡圈是标准件，取，这样也可对联轴器可靠定位； 轴承处轴颈理所应当选； 考虑到对轴承的定位，取；(3)确定各轴段长度 确定的方法同前两根轴相同 结果为；（4）轴承、键的选择根据选择7305C 角接触球轴承 其尺寸：按由查得平键5的截面 取L=25mm 4输出轴的强度校核1）求作用在齿轮上的力已知输出轴上的输入功率、转速、转矩、大齿轮的分度圆直径、螺旋角则由 载荷分析图 由前面轴的结构设计并参考可得出下图，即轴的各受力之间的尺寸。2） 计算轴上的载荷 齿轮的受力简图为 将齿轮所受的力平移到轴上，并画出弯矩图与扭矩图 (1)垂直面 (2)水平面(3)总弯矩2） 按弯扭合成校核轴的强度 进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的危险截面（即b截面）由 由由考虑到工作及的工况，取，轴的计算应力为：符合要求。3） 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面 截面d、H、F、c只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面d、H、F、c均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面B、C过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面b上的应力最大。截面C的应力集中影响和截面B的相近，但截面B不受扭矩作用，则无需校核。截面b上虽然应力最大（过盈配合和键槽引起的应力集中均分布在两端），而且这里轴颈也较大，故b截面不用校核。截面a更无需校核；截面E、D所受弯矩较C小些，而且应力集中也较C截面小。因此该轴只需校核截面C左右两侧即可。（2）截面C左侧由 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为 截面C上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由查得 过盈配合处的，由用插值法求出，并取，于是轴按磨削加工，由得表面质量系数 轴未经表面强化处理，即，由得综合系数为 又由得碳钢的特性系数 于是，计算安全系数值，由则得故可知其安全。（3）截面C右侧由 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为 截面C上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由查取。因，经插值后可查得，又由轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数由为由 得尺寸系数由 得扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由得表面质量系数 轴未经表面强化处理，即，由得综合系数为 又由得碳钢的特性系数 于是，计算安全系数值，由则得故可知其安全。本轴无瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。六键的选择与键联接强度校核本减速器部分共五个键，已在轴的设计时选择完毕，且每个键的编号在轴的设计处已说明，即键1：输出轴上联轴器的周向定位键；键2：输出轴上大齿轮的周向定位键；键3：中间轴上小齿轮的周向定位键；键4：中间轴上大齿轮的周向定位键；键5：输入轴上联轴器的周向定位键；本减速器的齿轮为7级精度，选用平键连接，联轴器部分也选用平键连接，选择的标准为GB1096-791键1（键1270）的联接强度校核(1)单圆头普通平键（C型）；L=70mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值轴的转速为；传递的功率连接处传递的转矩，轴颈为42mm由该键安全合格，键的标记为：。2键2（键1656）的联接强度校核(1)圆头普通平键（A型）；L=56mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值连接处传递的转矩，轴颈为55mm由该键安全合格，键的标记为：。3键3（键1256）的联接强度校核(1)圆头普通平键（A型）；L=56mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值轴的转速为；传递的功率连接处传递的转矩，轴颈为40mm由该键安全合格，键的标记为：。4键4（键1228）的联接强度校核(1)圆头普通平键（A型）；L=28mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值连接处传递的转矩，轴颈为40mm由该键安全合格，键的标记为：。5键5（键625）的联接强度校核(1)单圆头普通平键（C型）；L=25mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值连接处传递的转矩，轴颈为18mm由该键安全合格，键的标记为：。七.滚动轴承的校核计算1减速器各轴所用轴承代号汇总普通齿轮减速器