二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器_ 专业_ 班设计者 _指导教师 _年 _月 _日目 录设计任务书1传动方案的拟定及说明2电动机的选择2计算传动装置的运动和动力参数2传动件的设计计算3减速箱箱体结构10轴的设计计算13滚动轴承的选择及计算10键联接的选择及校核计算21联轴器的选择22减速器附件的选择22润滑与密封23设计小结24参考资料目录24传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较大，结构较复杂，由于不对称布置，震动大，对刚度要求较高。

2、电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：空载起动，工作有轻震、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw PwFv/1000w 其中w=0.98得Pw=1.98KW2） 电动机的输出功率PdPw/aa联轴器轴承高速齿轴承低速齿轴承联轴器轴承0.86Pd2.3KW3. 电动机型号的确定由机械设计课程设计（机械工业出版社）表191查出电动机型号为Y100L 24,其额定功率为3kW，满载转速ne=1420r/min。基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速n

3、e和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：Iane/nwnwv/2r =58r/minia1420/58=24.482 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.11.5）i2。所以取 i15.85，取i24.18各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III工作轴转速（r/min）14201420242.7458.0758.07功率（kW）2.32.282.192.102.06转矩（Nm）15.4715.3186.16343.36338.78传动比115.854.181传动件设计计算高速级1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择

4、小齿轮材料为45Cr（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40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z121，大齿轮齿数z2123；4） 选取螺旋角。初选螺旋角142 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由机械设计（高等教育出版社）图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.76，20.87，则121.63（5） 由表106查得材料的弹

5、性影响系数ZE189.8（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh6014201（183655）1.24410e9 N2N1/5.852.12610e8（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.98；KHN20.98（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.98600MPa588MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2563.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

6、d1t=36.45 （2） 计算圆周速度v=1.83m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=136.45mm=36.45mmmnt=1.786h=2.25mnt=2.251.786mm=4.42mmb/h=36.45/4.42=8.28（4） 计算纵向重合度=1.586（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=4.37m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1； 故 KH=1.41由表1013查得KF=1.325由表103查得KH=KF=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.97（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=

7、mm=39.07mm（7） 计算模数mn mn =mm=1.7683 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.855（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.586，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.88（3） 计算当量齿数zv1=z1/cos=20/cos14=21.9 zv2=z2/cos=92/cos14=100.7（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.72；Yfa2=2.18（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.57；Ysa2=1.79（6） 计算FF1=500MpaF2=380MPa

8、KFN1=0.92KFN2=0.95F1=328.57MpaF2=257.86MPa（7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0130=0.0151 大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=1.29取mn=2.04 几何尺寸计算1） 计算中心距z1=17.68，取z1=18z2=83a=104.09mm2） 按中心距修正螺旋角=arcos=135944”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=37.1mmd2=171.08mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1B1=45mm，B2=40mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。低速级1 选精度等

9、级、材料及齿数材料及热处理；选择小齿轮材料为45Cr（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40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z128，大齿轮齿数z292；选取螺旋角。初选螺旋角142按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1.0（4） 由图1026查得10.8，20.896，则121.696（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE1

10、89.8（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60209（183005）1.50610e8 N2N1/50.45910e8（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.98；KHN21.05（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.98600MPa515.5MPa H21.05550MPa577.5MPa HH1H2/2582.75MPa计算（10） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=59.365

11、 （11） 计算圆周速度v=0.65m/s（12） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=159.365mm=59.365mmmnt=2.057h=2.25mnt=2.252.057mm=4.63mmb/h=59.365/4.63=12.82 （13） 计算纵向重合度=0.318128tan14=2.22（14） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.48m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=0.5；故 KH=1.42由表1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1（15） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（

12、1010a）得 d1=mm=50.76mm （16） 计算模数mn mn =mm=1.7595 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=0.945（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=2.22，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.88（3） 计算当量齿数zv1=z1/cos=28/cos14=30.65 zv2=z2/cos=92/cos14=100.7（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.5；Yfa2=2.18（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.63；Ysa2=1.79（6） 计算FF1=500

13、MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.28MpaF2=266MPa（7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0120=0.0147 大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=1.328取mn=2.06 几何尺寸计算1） 计算中心距z1=28.8，取z1=29z2=95a=127.80mm2） 按中心距修正螺旋角=arcos=141312”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=59.77mmd2=195.82mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1B1=85mm，B2=80mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜

14、。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。齿轮参数如下表：齿轮号i齿数zi模数mn螺旋角分度圆直径di/mm齿顶圆直径dai/mm齿根圆直径dfi/mm118237.141.132.12832171.08175.08166.08329259.7763.7754.774952195.82199.82190.827.减速器箱体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M12盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M6视孔盖螺钉直径=（0.30.4） M6

15、定位销直径=（0.70.8）8，至外箱壁的距离查手册表11222，18，16，至凸缘边缘距离查手册表11220，14外箱壁至轴承端面距离=+（510）50大齿轮顶圆与内箱壁距离1.212.09齿轮端面与内箱壁距离8箱盖，箱座肋厚6.8，6.8轴承端盖外径+（55.5）95（1轴）95（2轴）123（3轴）轴承旁联结螺栓距离95（1轴）95（2轴）123（3轴）轴的设计计算（W为弯矩最大点）拟定输入轴齿轮为左旋I轴：1 初步确定轴的最小直径d=16.12mm2 求作用在齿轮上的受力Ft=1651.75NFr=Ft=619.59NFa=Fttan=411.83N；3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件

16、的装配方案 8 7 6 5 4 3 2 11-2段轴用于安装HL2型弹性柱销联轴器，故取直径为20mm。2-3段为外伸段，直径取27mm。3-4段轴承同时受有径向力和轴向力的作用安装30206圆锥滚子轴承，查表取直径30mm。4-5段为普通轴，右端轴肩定位轴承，直径为36mm。5-6段为普通轴，直径为30mm。6-7段为齿轮轴齿轮段，齿轮齿根圆直径32.1mm。7-8段安装轴承30206，直径为30mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. 1-2段半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，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，故1-2段的长度应比L1略短一些，取L

17、1=36 mm。2. 2-3段为外伸段，由轴承盖结构，使得装拆方便确定为90mm。3. 3-4段安装轴承，由轴承结构确定长度为17.25mm。4. 4-5段由结构确定，长度为75.5mm。5. 5-6段由结构确定为12mm。6. 6-7段由齿轮宽度确定，齿轮宽度为45mm7. 7-8由轴承宽和结构确定，长度为33.25mm4 求轴上的载荷 由已知Ft=1651.75N Fr=619.59N Fa=411.83N T=30640N.mm Ma=7639.45N.mm 由M（C）z=0得FNH1=1206.25N由FH=0得FNH2=445.5N由M(C)H=0得FV1=501.65N由FV=0得

18、FNV2=117.94N由图得1截面处为危险点MH1=FNH1x41.95=50602.19N.mmMV1=FNV1x41.95=21044.22N.mmW=1 按弯扭合成应力校核轴的强度W=54803.4N.mmT=30640N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。故轴的选用安全。中间轴：2 作用在齿轮上的力（1为大齿轮，2为小齿轮）Ft1=1581.72NFr1=Ft1=593.32NFa1=Fttan=394.37N；Ft2=4527.35NFr2=Ft2=1698.27NFa2=Fttan=1128.79N；3 初步确定轴的最小直径4 轴的结构设计1） 确定轴上零件

19、的装配方案 6 5 4 3 2 12）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1-2段安装轴承30206，直径30mm。2-3段安装齿轮2，直径34mm。3-4段位定位轴肩，定位左右两齿轮，直径40mm。4-5段安装齿轮1，直径34mm。5-6段安装轴承30206，直径30mm。 3）各段长度的确定1-2段安装轴承，长度35.25mm。2-3段安装齿轮2，长度为齿轮宽-2，长度63mm。3-4段定位轴肩，长度10mm。4-5段安装齿轮1，长度为齿轮宽-2=38mm。5-6段安装轴承，长度35.75mm。5 按弯扭合成应力校核轴的强度由已知Ft=4348.99N Fr=1631.32N Fa=1

20、084.3N T=425800N.mm Ma=106163.8N,mm 由M（C）z=0得FNH1=1397.89N由FH=0得FNH2=2951.1N由M(C)H=0得FV1=197.85N由FV=0得FNV2=1829.17N由图得2截面处为危险点MH2=FNH1x37.95+Ftx62.5=134560.44N.mmMV2=FNV1x37.95+Ma+Frx62.5=92677.62N.mmW=W=163388.05N.mmT=135300N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。故轴安全III轴1 作用在齿轮上的力Ft=4348.99NFr=Ft=1631.32NFa

21、=Fttan=1084.3N；2 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案 8 7 6 5 4 3 2 1 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1-2段装30210轴承，直径为50mm。2-3段装齿轮，直径52mm。3-4段定位轴肩，直径58mm。4-5段普通轴，直径56mm。5-6段安装轴承，直径为50mm。6-7段普通轴，结构需要，直径48mm。7-8轴与HL3型弹性柱销联轴器相连，直径40mm。长度确定1-2段装轴承，长度42.25mm。2-3段装齿轮，长度=齿轮宽-2，长度58mm。3-4段轴肩，长度12mm。4-5段轴，由结构确定长度为59mm。5-6段装

22、轴承，长度21.75mm。6-7段外伸轴，由结构确定长度为84mm。6 求轴上的载荷由已知Ft=1651.75N Fr=619.59N Fa=411.83N T=30640N.mm Ma=7639.45N,mm 由M（C）z=0得FNH1=1206.25N由FH=0得FNH2=445.5N由M(C)H=0得FV1=501.65N由FV=0得FNV2=117.94N由图得1截面处为危险点MH1=FNH1x102.75=139439.53N.mmMV1=Ma-FNV1x102.75=86428.26N.mmW=W=164052.5N.mmT=425800N.mm6. 弯扭校合轴的选用合格滚动轴承的

23、选择及计算I轴：1 求两轴承受到的径向载荷1、 轴承30206的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核II轴：2、 轴承30206的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核III轴：3、 轴承30210的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核III轴合格

24、键连接的选择及校核计算计算公式：。选用键均为圆头平键。代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴6628（圆头）2022330.6446.42中间轴10858（圆头）14932（圆头）3434481844.5135.3135.341.4598.25低速轴161056（圆头）50405425.885.16由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。联轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，查表14-1得工作情况系数为，计算转矩为查机械设计课程设计（机械工业出版社

25、）表17-2选用弹性柱销联轴器HL2（GB/T 50141995）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，第二个联轴器的设计计算工作情况系数为，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器HL3（GB/T 50141995）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径 轴孔长 减速器附件的选择通气器采用简易式通气器，采用M221.5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用吊环螺钉、箱座吊钩放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.5润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度约为三分之一大齿轮半径，取为30mm，通过安装在箱体上油标观察并判断油面高度，及时添加润滑油以便时减速器工作环境良好

26、，延长齿轮工作寿命。见装配图所示。二、 滚动轴承的润滑V=Dn/60=2.078m/s,采用油润滑，开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，因V2.5m/s,故选用中负荷工业齿轮润滑油320（GB 5903-1995）。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于开始没对课程设计引起足够重视，进度缓慢，在前面一些计算中用了很长时间，导致后面的结构设计时间紧迫。而因为周边的同学大多不认识，没怎么讨论，也导致了很多大大小小的错误，有些错误甚至致命。这次的设计存在许多缺点，比如说齿数太小，计算过程不够精确。通过这次的实践，我很好的弥补了机械设计中的很多空白点，也让我在以后的设计中避免很多不必要的工作，更加高效的设计出一个机器。参考资料目录1机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版；2机械制图（第四版），同济大学出版社，许连元，李强德，徐祖茂主编，2003年3月第一版；3 机械设计课程设计（第四版），机械工业出版社，陆玉，冯立艳主编，2006年12月第四版；4互换性与技术测量（第五版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2008年6月第五版。24