二级直齿圆柱齿轮减速器_(机械设计课程设计).doc

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1、机械设计减速器课程设计说明书 课程名称：机械设计课程设计 设计题目：展开式二级圆柱齿轮减速器 院系：机械工程学院 班级：10 2班 姓名：郑杰 学号：6 指导教师：迎春 目录1. 题目12. 传动方案的分析23. 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算24. 传动零件的设计计算55. 轴的设计计算166. 轴承的选择和校核267. 键联接的选择和校核278. 联轴器的选择289. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择2810. 减速器箱体设计及附件的选择和说明2911. 设计总结3112. 参考文献31题目：设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。1、基本

2、数据数据编号QB-5运输带工作拉力F/N3200运输带工作速度v/(m/s)1.4卷筒直径D/mm400滚筒效率0.962.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳；3.工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时4.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造，可加工78级齿轮；加工条件：小批量生产。生产30台6.部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作； 运输带速度允许误差5%； 两班制工作，3年大修，使用期限10年。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。)8.设

3、计工作量：1、减速器装配图1张(A0或A1)； 2、零件图12张； 3、设计说明书一份。 2传动方案的分析 1电动机，2联轴器，3两级圆柱齿轮减速器，4卷筒，5轴承 方案分析:由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 6011671r/min由经济上考虑可选择常用电机为960r/min .功率为5.5kw.又可知总传动比为14.36.如果用带传动,刚减速器的传动比为510,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大

4、的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,

5、选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =3200 X 1.4/1000 =4.48kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由2表2-2 P6查得1 = 0.99，2 = 0.97，3 = 0.985，4 = 0.99，5 = 0.96，则传动装置的总效率为总=1222334 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.824 4.48/

6、0.824=5.43kw3.选择电动机转速由2表2-3推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i联=1 两级减速器传动 i减=925(i齿=35)则传动装置总传动比的合理范围为 i总= i联i齿1i齿2 i总=1（925）=（925）电动机转速的可选范围为nw=60x1000x1.4/3.14x40066.84r/minnd=i总nw=（925）nw=9nw25nw=6011671r/min根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。选用同步转速为1000r/min，输出轴直径为38mm选定电动机型号

7、为Y132M-2。二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm / nw=960/66.8414.36式中nm-电动机满载转速，960 r/min; nw-工作机的转速，66.84 r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i联i齿1i齿2 分配原则：（1） i齿=35 i齿1=（1.31.4）i齿2 减速器的总传动比为 i = i总/ i联=14.36 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 = = 4.4 低速级的传动比 i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.2 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 n0= nm =960

8、 r/min n= nm / i联 =960 r/min n= n / i齿1 = 960/4.4=218.18 r/minn= n / i齿2 =218.18/3.2=66.84r/min2.各轴输入功率 P0= Pd=5.5kwP= Pd4 = 5.5x0.99=5.37kw P= P23 =5.37x0.98x0.99=5.13kwP= P23 =5.13x0.98x0.99=4.78kw3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x5.5/960=54.01T = 9550P/n=9550x5.37/960=53.42T = 9550P/n = 9550x5.13/218.

9、18=163.305T = 9550P/n = 9550x4.78/66.84=682.95表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比 0轴5.596054.011 轴5.3796053.424.4 轴5.13218.18163.3053.2轴4.78 66.84682.954传动零件的设计计算一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查课本P210 表10-8传输机为一般工作机速度不高级82材料选择查课本P191 表10-1小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS

10、,大齿轮240HBS3选择齿数ZZ1=25Z2=4.4x25=110U=110/25=4.4个25110U4.45按齿面接触疲劳强度设计(2)计算小齿轮传递的转矩T1T=9550XP1/n1T=9550x5370/960=53420.31NmmT1=53420.31(3)齿宽系数d由课本P201表10-7d=0.71.15d=1(4)材料的弹性影响系数ZE由课本 P198表10-6锻钢MP1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限由课本P205图 表10-7600550600550（6）应力循环次数N由课本式N1=60n1jLh=60X960X16X300X102.7648X109 =

11、2.7648X109/4.4=6.283X108N1=2.7648X109N2=6.283X108（7）接触疲劳强度寿命系数KHN由课本P196图表10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.93 KHN1 = 0.90KHN2 = 0.93（8）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1.4，由课本式得H1= =0.90X600/1.4=450 H2= =0.93X550/1.4=353.4H1= 450H2= 353.4（9）试算小齿轮分度圆直径按1式（1017）试算mm43.85（10）计算圆周速度vV=3.14X43.85X960/60X1000=2.2m/sV=2

12、.2（11）计算齿宽Bb = dd1tB1=143.85mmB1=43.85（12）模数43.85*cos/241.7h = 2.25mnt =3.8b/h =37.823/3.546=11.53度=1.7h =3.8b/h= 11.53（13）计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v= 2.2 8级精度，由图10-8查得动载荷系数1.10由表查得KH=1.451由图查得KF=1.45假定，由表10-3查得1.4故载荷系数K=KAKVKHKH=1X1.10X1.2X1.417=2.23K=2.23（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式10-10d1=d1t=48.98d1=48.9

13、8（15）计算模数mmmn=1.96按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK1x1.1x1.4X1.45=2.23K2.23(2)齿形系数Yfa应力校正系数YSa表10-5Fsa1=2.557Fsa2=1.603Fsa1=2.166Fsa2=1.806（3）齿轮的弯曲疲劳强度极限式10-20c500380500380（4）弯曲疲劳强度寿命系数图0.90.930.90.93（5）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得F1= 0.85X500/1.35=314.8148F2= 0.88X380/1.35=247.7037F1=450F2=353.

14、4（6）计算大小齿轮的并加以比较0.0.结论：取0.015770.0091=0.011大齿轮值大（7）齿根弯曲强度设计计算由1式5=1.27mm1.27结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 49.48应有的齿数。于是由Z1=49.48*cos/2 =23.75，取Z1=24,Z2 = Z1i齿1 =24x4.4=1063几何尺寸计算（1）计算中心距aA=(24+106)2/2cos=133.97mma=133.97（2）计算齿轮的分度圆直径dd=

15、zmnd1=2x24/cos=49.48d2=2x106/cos=218.55mmd1=49.48d2=218.553）计算齿轮的齿根圆直径df=44.48=213.18mmdf1=44.48df2=213.18（4）计算齿轮宽度Bb = dd1圆整后取：B1 = 50B2 = 45mm B1 = 55B2 = 50（5）验算合适（二）低速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-8传输机为一般工作机速度不高级82材料选择小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS）3选择齿数Z=25=3.2 x

16、25=80U=80/25=3.2个=25=80U=3.25按齿面接触强度设计（1）试选KtKt=1.5(2)计算小齿轮传递的转矩TT=9550P/nT=9550x5130/218.18=NmmT=(3)齿宽系数d10-7 d=0.70.115d=1(4)材料的弹性影响系数ZE表10-6锻钢MPa1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限图10-21d600550600550（6）应力循环次数N式10-13 N3=60n3jLh=60x218.18x16x300x10=6.283x108N4 = N3/ i齿2 =6.283x108/3.2 =1.963x108N3=6.283X108N

17、4=1.963x108（7）接触疲劳强度寿命系数KHN图10-19KHN3 = 0.94 KHN4 = 0.97KHN3 = 0.94KHN4 = 0.97（8）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由1式得H3= =600X0.90/1540H4= 0.95x550/1522.5 H3=564H4=533.5（9）试算小齿轮分度圆直径66.14mm66.14（10）计算圆周速度vv=0.99m/sv=0.99（11）计算齿宽Bb = dd3t B=1X66.14=66.14mmB=66.14（12）模数mnt=66.14/25=2.64h=2.25mnt =5.95b/h

18、 =11.12度mnt=2。64h=5.95b/h =11.12（13）计算载荷系数K由1P190表10-2查得使用系数根据v= 0.99 8级精度，由图10-8查得动载荷系数1.08由表查得KH=1.458由1图10-13P195查得KF=1.5假定，由1P193表查得1.1故载荷系数K=KAKVKHKH=1.574K=1.574（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3由1式10-10D3=d3t=67.21D3=67.21（15）计算模数=67.21/25=2.68mm=2.686按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数KK=KAKVKFKFK=1.62K=1.62（2）齿形系数YFa由表Y

19、Fa3=2.62YFa4=2.22YFa3=2.62YFa4=2.22（3）应力校正系数YSa由7表10-5YSa3=1.59YSa4=1.77YSa3=1.59YSa4=1.77（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1P204图10-20500380500380（5）弯曲疲劳强度寿命系数由图10-180.930.950.930.95（6）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-2得F3= =0.85x500/1.4=332.14F4= =0.88x380/1.4=257.85F3=332.14F3=257.85（7）计算大小齿轮的并加以比较=0.01254=0.01523结论：大

20、齿轮值大大齿轮值大（8）齿根弯曲强度设计计算由1式=2.592.59结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.75mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 68.75mm来计算应有的齿数。于是由=68.75/2.75= 24.4 取25，则Z4 = Z3i齿2 = 25x3.2=80 取Z4 = 1093几何尺寸计算（1）计算中心距aA=(25+80)2.75/2=178.75将中心距圆整为173mma=178.75（2）计算齿轮的分度圆直径dd3=25x2.75=68.75d4=80x2.

21、75=220mmd3=68.75d4=220（3）计算齿轮的齿根圆直径df=61.875=213.125mmdf1=61.875df2=213.125（4）计算齿轮宽度Bb = dd3圆整后取：B3 =70B4 = 75mm B3 =70B4 = 75（5）验算 合适（三）直齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮2241061345055低速级直齿圆柱齿轮2.752580178.7570755联轴器的选择轴的联轴器:由于电机的输出轴轴径为38mm查表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.51.553.42=80.13N.m又由于电机的输出轴轴径为38mm查表13-5，选用弹

22、性套柱销联轴器:TL6,其许用转矩n=250N.m,许用最大转速为3800r/min,轴径为3242之间，由于电机的轴径固定为38mm,而由估算可得1轴的轴径为38mm。故联轴器合用。的联轴器:查表14-1转矩变化很小可取KA=1.51.3690.1=1035.15 N.m查2p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩n=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为4048之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.5轴的设计计算减速器轴的结构草图以上轴的顺序为3，2，1，且1号轴为齿轮轴一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查表15-1选择轴的材料为4

23、0Cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=22mm再查 表15-3，A0=(112 97)D22mm考虑键：有一个键槽，D22（1+5）=23.01mm3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果大于轴的最小直径15.01且考虑与联轴器内孔标准直径配合38考虑轴承d3 d2选用深沟6208轴承从机械设计手册软件（R2.0）B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=6240考虑轴承定位查表2 9-7da4747考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟2.5m，选用齿轮轴，此时d5=d1a=4852轴承404选择轴承润滑方式，

24、确定与轴长有关的参数。查）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =2.2 ，故选用油润滑，粘度推荐位118。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查3表3P26 小于8选885地脚螺栓直径及数目n查3表3P26df=0.036a+12a ，轴承代号：6213深沟B30 da6565d4= 74与低速级大齿轮配合74考虑到齿轮定位, d5=8080过渡段= 7474轴承配合654选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度” ，由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑, 名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面

25、距离a从机械手册软件版105.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果与联轴器配合长度短23mm87-（23）848427277171轴肩定位12过渡段 5050轴承配合段 2727L（总长）L 271271L(支点距离)L 160mm160四、校核轴的强度 齿轮的受力分析： 齿轮2上的圆周力大齿轮上的径向力大齿轮上的轴向力=122.21N45.85N30.628齿轮3上的圆周力小齿轮上的径向力小齿轮上的轴向力=510.33N185.7401求支反力、绘弯矩、扭矩图截面顺序为A,C,D,B;从左到右轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。AC=48.5 CD=79.5DB=61在X0Y平面上：=

26、376.95N =255.47NC断面 =4.5=12.39X D断面 =61=22.99X在XOZ平面上： =376.98N =255.55NC断面 =X48.5=12.394X =X61=22.995X合成弯矩C断面 =17,524X合成弯矩D断面 =32.516X因为 , 所以D断面为危险截面。T=53420N=2.198MPa查表15-1得=60mpa,因为,所以安全。2校核轴1的强度1，小齿轮的受力分析齿轮2上的圆周力大齿轮上的径向力大齿轮上的轴向力=122.21N45.85N30.6282. 求支反力、绘弯矩、扭矩图轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。A-C-B-DAC=38.

27、5 CB=123.5DB=70.5在X0Y平面上：=30.95N =99.29NC断面 =38.5=3.822X 在XOZ平面上： =11.54N =37.25NC断面 =X38.5=1.434X 合成弯矩C断面 =4.082XT=53420N=0.1686MPa查表15-1得=60mpa,因为,所以绝对安全。3.轴3的校核（1）.受力分析 齿轮4上的圆周力大齿轮上的径向力大齿轮上的轴向力=510.33N185.7402. 求支反力、绘弯矩、扭矩图D-A-C-B在X0Y平面上：=156.28N =354.04NC断面 =49=17.347X 在XOZ平面上： =56.88N =127.69NC

28、断面 =X49=6.256X 合成弯矩C断面 =18.4X所以C断面为危险截面。T=N=0.22MPa查表15-1得=60mpa,因为,所以安全。6轴承的选择和校核 一、轴承的选择和校核1轴轴承的选择选择轴轴承的一对深沟6209轴承，查机械手册软件版校核轴承，轴承使用寿命为10年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，查出和。Cr=31500NCor=21500N3校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、= =255.47N=376.95N（b）水平面支反力、=255.55N=376.98N （c）合成支反力、=361.34N=533.1

29、N（5）计算轴承的当量载荷、由于Fa3=30.628N查表13-5 ：X11.41,Y10查表13-6取载荷系数 1.1P1fP*Fr1=1.1361.34=397.474N查 表13-5 ：X21 ,Y20P2fP*Fr21.1533.1=586.41N（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，查表13-6取载荷系数 1.1 ，查表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命： =h结论：所选的轴承远远超出寿命要求。二.校核1轴的轴承11轴轴承的选择选择轴轴承的一对深沟6208轴承，查机械手册软件版校核轴承，轴承使用寿命为10年，每年按300天计算。2根据滚动

30、轴承型号，查出和。Cr=29500NCor=18000N3校核1轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、= =99.29N=30.95N（b）水平面支反力、=37.25N=11.54N （c）合成支反力、=106.04N=33.03N（5）计算轴承的当量载荷、由于Fa1=30.628N查表13-5 ：X1,Y0查表13-6取载荷系数 1.1P1fP*Fr1=1.1106.04=116.644N查 表13-5 ：X21 ,Y20P2fP*Fr21.133.03=36.333N（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计

31、算，查表13-6取载荷系数 1.1 ，查表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命： =h寿命远远超出要求。三.校核三轴的轴承13轴轴承的选择选择轴轴承的一对深沟6213轴承，查机械手册软件版校核轴承，轴承使用寿命为10年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，查出和。Cr=57200NCor=40000N3校核3轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、= =354.04N=156.28N（b）水平面支反力、=127.69N=56.88N （c）合成支反力、=376.36N=166.3N（5）计算轴承的当量载荷、由于Fa1=0N查表13-5

32、 ：X1,Y0查表13-6取载荷系数 1.1P1fP*Fr1=1.1376.36=413.996N查 表13-5 ：X21 ,Y20P2fP*Fr21.1166.3=182.93N（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，查表13-6取载荷系数 1.1 ，查表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命： =h寿命远远超出要求。7键联接的选择和校核一、2轴大，小齿轮键,1大键的选择选用普通 圆头平键 A型,轴径d=47mm ,查1表6-1，得宽度b=14mm,高度h=9mm, 2键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度 75 ,根据键的长度系列选键长L=65mm 。(查表)键，轴，轮毂的材料都为钢，查得许用挤压应力p=100120Mpa,取p=100Mpa.键的工作长度 =Lb=65-14=51mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm由式6-1得p=30.6Mpa所以所选用的平键强度足够。2小键的选择 相同的选择 键的L=37二3号轴的大齿轮键B=20 h=12 L=