二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书.doc

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1、机械设计课程设计(论文)题目: 二级圆柱齿轮减速器设计 学生姓名 刘芯 专 业_机械设计制造及其自动化 学 号_222012322220019 班 级_2012级 1班 指导教师 李华英 成 绩_ 工程技术学院2014年 11月机械设计课程设计任务书学生姓名刘芯专业年级机械设计制造及其自动化2012级设计题目： 带式运输机传动装置的设计设计条件：1、 运输带工作拉力F = 2500N；2、 运输带工作速度v = 1.1m/s；3、 卷筒直径D = 400mm；4、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C； 5、 使用折旧期：8年；6、 检修间隔期：四年

2、一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；8、 运输带速度允许误差：5%；9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、 减速器装配图 1张（A1）；2、 零件工作图3张；3、 设计说明书1份。指导教师签名： 目 录前 言31.电动机选择 41.1确定电机功率 41.2确定电动机转速 52.传动比分配 52.1总传动比 52.2分配传动装置各级传动比 53.运动和动力参数计算 53.1各轴转速 53.2各轴功率 53.3各轴转矩 64.传动零件的设计计算 74.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算 74.2第二级（低速级）

3、齿轮传动设计计算 115. 装配草图14 5.1 轴最小直径初步估计145.2 联轴器初步选择145.3 轴承初步选择155.4 键的选择155.5 润滑方式选择156.减速器箱体主要结构尺寸157.轴的受力分析和强度校核17 7.1 高速轴受力分析及强度校核177.2 中间轴受力分析及强度校核187.3 低速轴受力分析及强度校核208.轴承寿命计算22 8.1 高速轴寿命计算228.2 中间轴寿命计算238.3 低速轴寿命计算249.键连接强度计算 26 9.1 高速轴上键连接强度计算269.2 中间轴键强度计算279.3 低速轴链接键强度计算27参考文献28 前 言机械设计综合课程设计在机

4、械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计综

5、合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。 计算内容和设计步骤：计 算 及 说 明结 果1.电动机选择 按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。 1.1确定电机功率=1工作机所需功率(kw)为 =2.75 kw按机械课程设计手册表1-7确定各部分效率齿轮采用8级精度的一般齿轮传动 =0.97

6、轴承采用球轴承(稀油润滑) =0.99高速级用弹性联轴器 =0.992低速级用滑块联轴器 =0.98总效率 = = 0.970.990.9920.98 =0.89电动机所需工作功率(kw)为 =2.750.89=3.1kw1.2确定电动机转速卷筒轴工作转速 n=52.5r/min二级圆柱齿轮减速器传动比 3 i5 3 i5电机转速 n=(35)(35) n=472.5r/min1312.5r/min取 n=1000r/min所以，由机械课程设计手册表12-1得电动机型号为Y132M1-6额定功率 p=4 kw , 满载转速 n=960r/min由表12-3得轴伸尺寸 直径 38mm 长度80m

7、m2.传动比分配 2.1总传动比i=18.32.2分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮 i=(1.31.5)i , i= i i计算可得 i=4.88 i=3.753.运动和动力参数计算3.1各轴转速高速轴 n=n=960r/min中间轴 n= n/ i=960/4.88=196.7r/min低速轴 n=n/ i= n/ i i=960/18.3=52.5r/min 3.2各轴功率高速轴 p= p=3.10.992=3.075kw中间轴 p= p=3.0750.970.99=2.953kw低速轴 p= p=2.9530.970.99=2.836kw 3.3各轴转矩高速轴 T=9550

8、=30.56 NM中间轴 T=9550=143.37 NM低速轴 T=9550=515.88 NM4.传动零件的设计计算4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；（3）材料选择选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45 (调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；（4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数=4.8824=117.12，取；Z2=1184.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算(1)确定公式内各计算数值1

9、)试选载荷系数Kt=1.3。2)小齿轮传递的转矩 T= 9.5510=30560NM3)由教材表10-7选取齿宽系数d=1。4)由教材表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa5)由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限lim2=550MPa。6)由教材公式10-13计算应力循环次数(设每年工作356天)609601356288=2.691109 =5.5141087)由教材图10-19取接触疲劳寿命系数 K0.9 K1.058)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1,则=540MPa=577.5MPa(

10、2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得=41.883mm2)计算圆周速度 =2.105 m/s3)计算齿宽b =141.883=41.883mm4)计算齿宽与齿高比b/h模数：=1.745mm齿高：1.7452.25=3.926mm b/h =10.675)计算载荷系数K。由教材表10-2查得使用系数KA=1；根据2.105 m/s，7级精度，由教材图10-8查得,动载系数KV=1.1；直齿轮1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417；由10.67，1.417查教材图10-13得1.38；故载荷系数11.111.417=1.55876)按实际载

11、荷系数校正所算得的分度圆直径，有=44.495mm7)计算模数mn= 1.854mm4.1.3按齿根弯曲强度设计按教材式(10-17)试算，即 m(1)确定计算参数 1)由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE2=380MPa；2)由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有 = 4)计算载荷系数K=11.111.38=1.5185)查取齿形系数和应力校正系数由教材表10-5用插值法查得YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa

12、2=1.816)计算大、小齿轮的并加以比较。=0.01379=0.011973小齿轮的数值大。(2)设计计算=1.31mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m1=1.5mm，已可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.495mm来计算应有的齿数。于是由 =29.6取Z1=30，则Z2=i1Z1=4.8830=146.4,取 147。4.1.4几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d=Z=301.5=45mmd=Z=1471.5=220.5mm(2)计算中

13、心距 a=( d+ d)/2=132.75mm (3)计算齿轮宽度 145=45mm圆整后取B2=45mm, B1=50 mm4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）4.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；精度仍选为7级；为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为280 HBS的40Cr(调质)，大齿轮为硬度240 HBS的45 (调质)；仍初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.7524=904.2.2按齿面接触强度设计试算公式： (1)确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.3；小齿轮传递转矩T2=

14、1 43.37 NM,=1；ZE=189.8MPa；应力循环次数：=5.514108=1.47108；小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=600MPa；大齿轮Hlim=550MPa；接触疲劳寿命系数：KHN1=1.05, KHN2=1.12.取失效概率为1，安全系数S=1，计算得接触疲劳许用应力=630Mpa=1.12550=616MPa(2)计算1)小齿轮分度圆直径 =64.205mm2) 圆周速度=0.661m/s3) 齿宽 164.205=64.205mm模数 =2.67 mm 齿高 h=2.25mt=2.252.67=6.019 mm宽高比 10.666 4)载荷系数。Kv=1.01；直

15、齿轮1.0；KA=1；1.423, 1.39；则1.56535)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:=68.305mm6)计算模数 mm = 2.846mm4.2.3按齿根弯曲强度设计设计公式： (1)确定公式内各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.9；载荷系数1.529；YFa1=2.65，YFa2=2.21；YSa1=1.58，YSa2=1.78；S=1.4；计算弯曲疲劳许用应力： =314.2MPa =244.29 Mpa则 ： =0.01332 =0.01610大齿轮数值较

16、大(2)设计计算 =2.33 mm取m2=2.5，则小齿轮齿数 =27.3取Z1=28大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.7528=1054.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径 282.5=70mm 262.5mm(2)中心距 =166.25 mm(3)齿轮宽度 170 =70 mm取B4=70mm，B3=75 mm。5 装配草图 5.1 轴最小直径初步估计 5.1.1 高速轴 材料40Cr(调质)，硬度为280HBS，由教材表15-3取 A0=105=15.52 mm 取22mm 5.1.2 中间轴 材料40Cr(调质)，硬度280HBS，由教材表15-3取 A0=110=27.14mm 取30m

17、m 5.1.3低速轴 材料45钢调质，硬度250HBS，由教材表15-3取 A0=110=41.58mm 取40mm 5.2 联轴器初步选择 由教材表141查得工作情况系数K=1.5 计算转矩 T=KT=1.530.56=45.84 NM T=KT=1.5515.88=773.82 NM高速轴选梅花形弹性联轴器，由设计手册表8-8得联轴器型号为LM4低速轴选滑块联轴器，根据设计手册表8-9得联轴器型号为 WH75.3轴承初步选择第一次放大第二次放大高速轴26mm 30mm中间轴33mm35mm低速轴46mm50mm根据以上数据，高速轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7006C；中间轴

18、用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7007C；低速轴用深沟球轴承，查手册表6-1得轴承代号为6010。 5.4 键的选择 高速轴： 输入联轴器连接键：6632 中间轴： 大齿轮连接键：12832 低速轴： 大齿轮连接键：161050 输出联轴器连接键：12870 材料都为Q275A。 5.5润滑方式选择5.5.1 轴承润滑方式选择 高速轴dn=22800mmr/min,中间轴6884.5 mmr/min,低速轴dn=2625 mmr/min。都小于160000。所以选用脂润滑。润滑剂由手册表7-2查得用通用锂基润滑脂ZL-1。5.5.2 齿轮润滑方式选择 齿轮采用浸油润滑。圆柱齿轮浸入

19、油的深度最低约一个齿高，但不少于10mm，最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶到油池底面的距离30mm。6.减速器箱体主要结构尺寸 名称符号尺寸关系结果 (mm)箱座壁厚0.025a+3=8.28788箱盖壁厚10.02a+3=7.2388箱盖凸缘厚度b11.5112箱座凸缘厚度b1.512箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺钉直径df0.036a+1220地脚螺钉数目na250,n=4 ；a250500,n=6，a500时，n=84轴承旁联接螺栓直径d10.75df16盖与座联接螺栓直径d2(0.50.6)df10连接螺栓d2的间距L150200150轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)

20、df 8视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8)d28d1 d2 df至外箱壁距离C1表11-2C1f=26C11=22C12=16df d2凸缘边远距离C2表11-2C2f=24C21=20C22=14轴承旁凸台半径R1C2120凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作 42外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(510) 47铸造过渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离11.210齿轮端面与内箱壁距离210箱盖箱座肋厚m1,mm10.851， m0.86m1=7m=7轴承端盖外径D2D+（55.5）d3D21=95D22=102D23

21、=120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，Md1和Md2互不干涉为准，一般取sD2S1=95S2=102S3=1207 轴的受力分析和强度校核 7.1 高速轴受力分析及强度校核如图小齿轮受力：=1358.2 N =494.4 N受力分析：由轴的结构图得： L1=134mm L2=51.5mm水平面：由得： FNH1=137.3N FNH2=357.1N弯矩 M=18390.7 Nmm铅垂面：由 得： FNV1=377.1N FNV2=981.14 N 弯矩 M=50526.7 Nmm总弯矩 M=53770 Nmm扭矩 T=30560 Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 =21MPa之

22、前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70 MPa,故安全。 7.2中间轴受力分析及强度校核如图大齿轮受力：=1300.4N=473.3N小齿轮受力：=4096.3N=1490.9N.受力分析：由轴的结构图得：L1=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.水平面： 得： FNH1=-843.3N FNH2=174.3N弯矩 M=-54393 NmmM=Fr3L2+FNH1(L1+L2)= 102987.6 Nmm 铅垂面： 得： FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N弯矩 M=FNV1L1=196222 Nmm M=Ft3 L2FNV1(L1+L2)=

23、122434 Nmm总弯矩 M.=203621 Nmm M=159989 Nmm扭矩 T=143370 Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 =51.6MPa之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70 MPa,故安全。 7.3低速轴受力分析及强度校核如图所示，齿轮受力为： Ft4= =3931N Fr4= Ft4 tan=3931tan20=1431N由轴的结构图得： L1=62.5mm L2=123mm受力分析水平面：得： FNH1=933.8 N FNH2=497.2 N弯矩 M=FNH1L1=61164 Nmm垂直面： 得： FNV1=2565 N FNV2=

24、1366N弯矩 M=FNV1L1=168008 Nmm总弯矩： =178795Nmm扭矩 T =515880 Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6=21.5MPa此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得60 MPa,故安全。8 轴承寿命计算 8.1 高速轴寿命计算 高速轴轴承为7006C。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=15.2kN轴承受到的径向载荷：F=F=377.1N F=F=981.1N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2Fd1

25、,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松。所以轴向力： Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N7006C轴承判断系数 e=0.4。 e 0.4由教材表13-5得动载荷系数： X1=0.44, Y1=1.40 X2=1，Y2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N因为P12年所以寿命满足使用要求。 8.2 中间轴寿命计算中间轴轴承为7007C。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=19.5 kN轴承受到的径向载荷：F=F=3042.2N F=F=2

26、354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3 =16765 h =2.9年2年所以寿命满足使用要求。8.3 低速轴寿命计算低速轴轴承为6010。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=22kN轴承受到的径向载荷：F=F=2565N F=F=1366N派生轴向力为：取e=0.37Fd1=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2P2，

27、所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3 =150493 h =25.8年2年所以寿命满足使用要求。9 键连接强度计算 9.1 高速轴上键连接强度计算高速轴上只有一个键连接，联轴器链接键：6632。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据： T1= 30.56Nm k=3mm l= 26 mm d=22 mm计算得： =35.62 MPa因为 所以满足强度要求。 9.2 中间轴键强度计算中间轴上只有一个键连接，大齿轮链接键：12832。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据： T2= 143.37 Nm k=

28、4mm l= 20 mm d=40 mm计算得： =89.61MPa因为 所以满足强度要求。 9.3 低速轴链接键强度计算低速轴上有两个键，第二级大齿轮链接键和输出联轴器链接键。第二级大齿轮链接键：161050联轴器链接键：12870都为圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据：第二级大齿轮： T3= 515.88Nm k=5 mm l= 34 mm d=55 mm联轴器链接键：T3= 515.88 Nm k=4mm l= 58 mm d=40 mm计算得： 第二级大齿轮：=110.35 MPa联轴器链接键：=111.2 MPa因为都有 所以都满足强度

29、要求。=2.75 kw =0.89p=3.1kwn=52.5r/minn=1000r/minp=4 kwn=960r/mini =18.3i=4.88i=3.75n=960r/minn=196.7r/minn=52.5r/minp=3.075kwp=2.953kwp=2.836kwT=30.56 NmT=143.37NmT=515.88 Nm类型：直齿圆柱齿轮，7级精度材料：小齿轮40Cr(调质)280HBS大齿轮45钢(调质)240HBS=540MPa=577.5MPad=41.883mmv=2.105m/sb=41.883mmm=1.745mmh=3.926mmK=1.5587d=44.4

30、95mmm=1.854mm=303.75MPa=238.86MPaK=1.518m1=1.31 mmz1=30z2=147d1=45mmd2=220.5mma=135mmB1=50mmB2=45mm类型：直齿圆柱齿轮材料：小齿轮280 HBS40Cr(调质)大齿轮240 HBS45钢(调质)=630 Mpa=616 MPad=64.205mmv=0.661m/sb=64.205mmm=2.67mmh=6.019mmK=1.5653d=68.305mmm=2.846mm=314.2MPa=244.29 Mpam=2.33mmZ1=28Z2=105d3=70mmd4=262.5mma2=166.2

31、5mmB3=75 mmB4=70mmd=22mmd=30mmd=40mmT=45.84 NMT=773.82 NM高速轴 7006C中间轴7007C低速轴6010F=1358.2NF=494.4NFNH1=137.3NFNH2=357.1NM=8390.7 NmmFNV1=377.1NFNV2=981.14NM=50526.7 NmmM=53770 Nmm=21MPa安全F=1300.4NF=473.3NF=4096.3NF=1490.9NFNH1=-843.3NFNH2=174.3NFNV1=3042.2NFNV2=2354.5NM.=203621 NmmM=159989 Nmm=51.6MPa安全Ft4=3931NFr4=1431NFNH1=933.8N FNH2=497.2 NFNV1=2565N FNV2=1366NM=178795 Nmm=21.5MPa 安全