设计两级圆柱齿轮减速器机械设计.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流设计两级圆柱齿轮减速器机械设计.精品文档.机械设计课程设计说明书姓名： 李尚龙 系别： 机械工程学院班级： 机自Y126 学号： 201200104090指导老师： 靳 龙 机械设计基础课程设计题目题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。 传送简图如下：技术参数已 知 条 件数 据 号12345678鼓轮直径（mm）300330350350380300360320传送带运行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75传送带从动轴

2、所需扭矩（Nm）7006706509501050900660900目 录一， 传动方案分析二， 选择电动机三， 计算传动装置的运动及动力参数四， V带传动的设计计算五， 斜齿轮圆柱齿轮传动设计六， 轴的设计七， 滚动轴承的选择八， 键的选择九， 联轴器的选择十， 润滑方式，润滑油牌号及密封装置的选择一，传动方案分析为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴鼓轮的转速nw ,及 nw=一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。根据总传动比数值，可初步拟定出以二级

3、传动的传动方案。即采用两级圆柱齿轮减速箱的展开式。该方案一般采用斜齿轮，其总传动比较大，结构简单，制造成本也较低，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。二，选择电动机1，电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2，动机功率的选择(1)工作机所需的功率由本书p.7式(2-2)(2)电动机输出功率Pd 由本书P.66表4-4查取V带传动，滚动轴承，齿轮传动,联轴器的效率分别为，由因为传送带的效率为，则传动装置总效率为： =则 (3)电动机额定功率Ped由本书p.196按表20-1确定

4、电动机额定功率为3，电动机的转速 为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由课本查得V带传动常用传动比范围iv=25,单级圆柱齿轮传动比范围i2=36,传送带传动比i3=1,则电动机转速可选范围为 可见同步转速为1000r/min ,1500r/min 和3000r/min的电动机均符合。这里初步选分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表： 方案电动机型 号额定功率( kW)电动机的转速(r/min)电动机的质量(kg)同步满载1Y132S-45.515001440432Y132M2-65.51000960734，计算传动装置总传动比和分配各级传动

5、比(1)传动装置总传动比 ，(2)分配各级传动比取V带传动的传动比iv=2.5 ，则两级减速箱的传动比为：, , 由上述各式子可解得， ， 因为所得的iF和iS的值符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，故可选方案1；又因为方案2得出的iF和iS的值不符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，所以不选。三，计算传动装置的运动和动力参数1,各轴的转速设电动机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴的转速为： 2,各轴的输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即3,各轴的转矩将以上计算结果整理后列于下表，供以后计算使用：项目电动机轴0高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min）

6、144057614145功率（kw）5.55.064.864.67转矩（Nm）36.4883.89348.971114.96四，V带传动的设计计算1, 确定计算功率Pca Pca=KAP由表8-8（P156,机械设计第九版 高等教育出版社,该书以下简称课本）可知：KA=1.2由电动机选型可知: P=5.5 kw 2, 选择V带的带型根据传动的形式，选用普通V带；再根据Pca、n1，由课本图8-11知：确定选用A型V带。3, 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。(1)初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。(2)验算带速v。 按式8-13验算带的速

7、度 因为 ，所以所选的带速合适。(3) 确定大带轮的基准直径。 根据式8-15a，计算大带轮的基准直径dd2。 根据表8-9，圆整为(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld。1)根据式8-20，得故得， 初步定中心距为：2)由式8-22计算带所需的基准长度。 由课本p.145表8-2选带的基准长度Ld=1550mm。3)按8式8-23计算实际中心距a 。 根据式8-24可得中心距的可变化范围为： 所以中心距的变化范围为：477mm547mm。(5)验算小带轮上的包角1 (6)计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率Pr 由dd1=100mm和n1=1440r/min，查表8-4得 根据，和A型带

8、，查表8-5得，表8-6可以得 ，表8-2得，于是得， 2)计算V带的根数Z ，所以Z取5根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m所以， 应使带的实际初拉力(8)计算压轴力Fp压轴力的最小值为： 五，斜齿圆柱齿轮传动设计（一） 高速级齿轮传动的设计计算设计参数1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。（1） 高速齿常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿轮圆柱齿传动。（2） 参考表10-6，通用减速器精度等级范围6-8，选用7级精度。（3） 材料选择，由表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材

9、料为45钢（调质），齿面硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS（4） 选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数 取z2=104(5) 初选螺旋角 (6) 压力角为 2. 按齿面接触疲劳强度设计（1） 由式10-24失算小齿轮分度圆直径，即1） 确定公式中各参数数值。a. 试选载荷系数 b. 由图10-20查取区域系数 c. 由表10-5查得材料的弹性影响系数 d.由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数e.由式10-23可得螺旋角系数f.计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式10-15计算应力循环次数由图10-23，查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%

10、，安全系数S=1，由式10-14得取其中较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力2） 试算小齿轮分度圆直径（2） 调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数钱的数据准备。A. 圆周速度v.B.齿宽b。2） 计算实际载荷系数A. 由表10-2查得使用系数B.根据v=1.55m/s,7级精度，由图10-8，得动载荷系数C.齿轮的圆周力 查表10-3得齿轮间的载荷分配系数D.由表10-4，用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置，则则载荷系数为3) 由式10-12可得按实际载荷系数算得分度圆直径及相应的齿轮模数3. 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由式10-20试算齿轮模数即1） 确定公式中的各参数值

11、。A. 试选载荷系数B.由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的中和度系数。C.由式10-19可得计算弯曲疲劳强度螺旋角系数D.计算由当量齿数查图10-17由图10-18查得应力修正系数由图10-24，查小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度分别由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数由式10-14得取其中二者最大的，所以2） 试算模数（2） 调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数A. 圆周速度vB.齿宽b。C.宽高比b/h2） 计算实际载荷系数A. 根据v=1.07m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数B.由查表10-3得齿间载荷分配系数C.由表10-4的插值法查得查图10-13得则载荷

12、系数3） 由式10-13，可得按实际载荷系数算的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，犹豫吃乱模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度多决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与楚仑直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.629MM，并就近圆整为标准值m=2mm，接触疲劳强度算的的分度圆直径d1=60.055，来计算小齿轮的齿数，即，取4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距考虑模数从1.717mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为159mm.（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角（3） 计算大小齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度取5.

13、 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力按上述方法，算出10-22的各参数如下将它们代入式10-22，得到满足吃面接触疲劳强度条件。（2） 齿根弯曲疲劳强度校核按上述方法，先算出10-17中各参数。将它们代入10-17，得齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6主要设计结论齿数z1=29,z2=126,模数m=2mm,压力角20，螺旋角12.87，变为系数x1=x2=0，中心距a=159，齿宽b1=65mm,b2=60mm，小齿轮选用40（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计.(二

14、) 低速级齿轮的传动设计计算设计参数1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。（1）低速齿用斜齿轮（2）参考表10-6，通用减速器精度等级范围6-8，选用7级精度。（3）材料选择，由表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数 取z2=80(5)初选螺旋角 (6)压力角为 2.按齿面接触疲劳强度计算（2） 由式10-24失算小齿轮分度圆直径，即2） 确定公式中各参数数值。c. 试选载荷系数 d. 由图10-20查取区域系数 c. 由表10-5查得材料的弹性影

15、响系数 d.由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数e.由式10-23可得螺旋角系数f.计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由图10-23，查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得取其中较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力(2)试算小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数钱的数据准备。A.圆周速度v.B.齿宽b。3） 计算实际载荷系数B. 由表10-2查得使用系数B.根据v=0.53m/s,7级精度，由图10-8，得动载荷系数C.齿轮的圆周力查表10-3得齿轮间的载荷分配系数D.由表10-4，用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承

16、非对称布置，则则载荷系数为4) 由式10-12可得按实际载荷系数算得分度圆直径及相应的齿轮模数4. 按齿根弯曲疲劳强度设计（2） 由式10-20试算齿轮模数即2） 确定公式中的各参数值。B. 试选载荷系数B.由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的中和度系数。C.由式10-19可得计算弯曲疲劳强度螺旋角系数D.计算由当量齿数查图10-17由图10-18查得应力修正系数由图10-24，查小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度分别由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数由式10-14得取其中二者最大的，所以3） 试算模数(2) 调整齿轮模数1） 计算实际载荷前的数据准备。A.圆周速度vB.齿宽

17、b。C.宽高比b/h3） 计算实际载荷系数B. 根据v=0.38m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数B.由查表10-3得齿间载荷分配系数C.由表10-4的插值法查得查图10-13得则载荷系数4） 由式10-13，可得按实际载荷系数算的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，犹豫吃乱模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度多决定的承载能力，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，可取由弯曲疲劳强度算的的模数2.492mm，并就近圆整为标准值m=2.5mm，接触疲劳强度算的的分度圆直径d1=76.78，来计算小齿轮的齿数，即，取5. 几何

18、尺寸计算(2) 计算中心距考虑模数从2.492mm增大圆整至2.5mm，为此将中心距减小圆整为212mm.（3） 按圆整后的中心距修正螺旋角（5） 计算大小齿轮的分度圆直径（6） 计算齿轮宽度取6. 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力按上述方法，算出10-22的各参数如下将它们代入式10-22，得到(2)满足吃面接触疲劳强度条件。按上述方法，先算出10-17中各参数。将它们代入10-17，得齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6主要设计结论齿数z1=38,z2=127,模数2.5mm,压力角

19、20，螺旋角13.37，变为系数x1=x2=0，中心距a=212，齿宽b1=100mm,b2=105mm，小齿轮选用40（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计.六，轴的设计计算3. 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案先用图15-22a所示的装配方案。2 轴的校核(1) 高速轴的校核高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: 水平面上受力分析 L= 250mm载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩扭矩3. 按弯扭合成力校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。(2) 中

20、速轴的校核中速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图:L=274载荷水平面H垂直面V支反力F=4227.9N=5672.6N弯矩M总弯矩扭矩T将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。(3) 低速轴的校核低速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图:L=248.2mm载荷水平面H垂直面V支反力F=4426.3N=2414.20N弯矩M总弯矩扭矩T将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2）.弯扭合成校核轴的强度 根

21、据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。七，滚动轴承所有轴承预期寿命为十年。1.高速轴的轴承 轴承1 ：7310C 轴承2 ：7310C根据轴承型号7310C取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于7310C型的轴承，判断系数其值由的大小来确定,现在取,故取e=0.378,因此可取Y=1.48;因此轴承2载荷较大,验算轴承二的寿命。.3求轴承当量动载荷和因为因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命故轴承使用寿命足够、合格。2.中速轴的轴承 轴承1 ：7307C 轴承2 ：7307C根据轴承型号

22、7310C取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于7207C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4因此轴承1被压,轴承2被放松.3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， 寿命合格.2. 低速轴的轴承 轴承1 ：7313C 轴承2 ：7313C3. 根据轴承型号6311取轴承基本额定动载荷为：C=91.5KN；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验

23、算轴承寿命 故轴承使用寿命足够、合格。八、键的选择 根据数据，由机械设计表6-1选择：配合部件孔径(mm)公称尺寸bh(mm)长度L(mm)V带轮4212*850齿轮24212*845齿轮47520*1280联轴器5516*1050九、联轴器的选择因为低速轴与联轴器相连，则需考虑轴的数据。联轴器的转矩，考虑转矩变化很小，故取.则查表8-36，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000，半联轴气的孔径d=55mm，半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm.十、润滑与密封1、箱体内齿轮的润滑圆柱齿轮减速器的轴I、轴II、轴III的转速分别为，4个齿轮的分度圆直径

24、分别为，。由得则4个齿轮的分度圆速度分别为因为两对齿轮的平均速度在1.5-2之间所以采用油润滑，但是需要用毡圈来密封。十一.减速器箱体及附件设计减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径20mm地脚螺钉数目a250 n=44轴承旁联接螺栓直径16mm机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）12mm轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10mm n=48mm n=4视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8mm定位销直径=（0.70.8）10mm，至外机壁距离查机械课程设计指导书表430mm22mm18mm， 至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表425mm16mm外机壁至轴承座端面距离=+（58）+60mm大齿轮顶圆与内机壁距离1.215mm齿轮端面与内机壁距离15mm机盖，机座肋厚8mm8mm轴承端盖外径1.25D+10110,147,185mm