二级展开式圆柱直齿轮减速器设计

机械设计基础课程设计二级圆柱齿轮减速器目录一、带式运输机的设计任务书1二、传动方案的确定2三、电动机的确定3四、传动比的分配及各轴转速与扭矩3五、齿轮的设计4六、轴的设计计算9七、轴的校核158、键的校核24九、轴的转配草图251设计任务书一、带式运输机传动装置的设计任务书带式传动机工作原理带式传动机示意图如图所示工作条件两班制连续单项运转，载荷平稳室内工作，有粉尘，环境最高温度35度使用折旧期8年检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修动力来源电力，三相交流电压380/220V运输带速度允许误差5制造条件及生产批量一般机械厂制造小批量生产设计数据运输带工作拉力4000N,运输带工作速度16M/S，卷筒直径400MM2设计过程计算结果2、传动方案的确定根据工作要求可拟定几种传动方案如图所示ABCD3设计过程计算结果A图所示为电动机直接与两级直齿圆柱齿轮减速器相连接，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸较大。B图所示为一级蜗杆减速器，结构简单，尺寸紧凑，但效率低，适用于载荷较小、间歇工作的场合，需要进行热平衡计算，防止齿面发生胶合。C图所示为锥齿轮减速器开式齿轮，开式齿轮易发生磨损D图所示为二级同轴式圆柱齿轮减速器，径向尺寸小，结构紧凑，但轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同综合设计的环境考虑，选择方案A3、电动机的确定传动装置的总效率870243231查表机械实际课程设计手册表17，其中轴承效率099，联轴器效率1099，啮合效率097，搅油效率099234KWVFPWWD617908710工作机实际需要电动机的输出功率，工作的实际需要的输入功率，DWP电动机的输出效率W查,机械设计课程设计手册表121选取电动机的型号为Y160M4，额定功率为11KW，满载转速为PMIN1460RND4、传动比的分配及各轴转速与扭矩MI160RNDI/76I/40RRDVW总传动比219764WDNI则第一级传动比为，第二级传动比81I42I各轴转速，MIN1460RNDMIN/30412RIDMIN/7632RI各轴扭矩NNPTD7246095选择方案A传动总效率870761KWDP电动机Y160M4额定功率11KW满载转速1460R/MIN总传动比I1921高速级传动比841I低速级传动比2I4设计过程计算结果MNTM719021I38125243各轴的转速与扭矩如图表格所示轴号转速N（R/MIN）转矩TNM）1146071230432837612505、齿轮的设计1高速齿轮的设计选择齿轮的材料小齿轮材料为40CR（调质硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS选择小齿轮的齿数为，大齿轮的齿数为251Z1208452Z1）按齿面强度设计由计算公式进行计算3212HETDZKTD确定公式的值选择载荷系数1TK计算小齿轮的转矩MNNPT4515110274601909查机械设计第八版表107选取齿宽系数D查机械设计第八版表106取得材料的弹性影响系数2189MPAZE查机械设计第八版图1021（D）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限H601LIMA52LI5计算应力循环次数892107436N911036060HJLN设计过程计算结果6由机械设计第八版图1019取接触疲劳寿命系数95021HNHNK计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S1MPASH54061LIM1KN2902LI2计算小齿轮分度圆直径MMDZKTDHET145752841910731322计算圆周速度SMNVT/364106计算齿宽DBT157计算载荷系数根据V436M/S，7级精度，由机械设计第八版图108查的动载荷系数,直齿轮,表102查的使用系数14VKFHK,由表104查的小齿轮相对支撑非对称布置时,查图10131A4231H得,故载荷系数为35F6HVA按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径MKDTT5136214731计算模数51ZM2）根据齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为321FSADYZKT确定公式内各数值由机械设计第八版图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；MPAPF501MPAFE3802由图1018取弯曲疲劳寿命系数,弯曲疲劳安全系数,85021FNFNKS147设计过程计算结果8弯曲疲劳许用应力为MPAASKFENF573041580186222计算载荷系数39114FVAK查取齿形系数、应力较正系数为查表105805926211SASAFAFAYY计算大小齿轮的并加以比较FS小齿轮0137539621FSAY大齿轮6282FSA大齿轮数值大设计计算MYZKTMFSAD79412510673934321则模数取整M20MM，分度圆直径，小齿轮齿数MD8321Z大齿轮齿数154328Z2、低速齿轮的设计选择齿轮的材料小齿轮材料为40CR（调质硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS选择小齿轮的齿数为，大齿轮的齿数为253Z104254Z1）按齿面强度设计由计算公式进行计算32312HETDZKTD确定公式的值选择载荷系数TK9设计过程计算结果计算小齿轮的转矩MNMNNPT552310830497199查机械设计第八版表107选取齿宽系数1D查机械设计第八版表106取得材料的弹性影响系数2189MPAZE查机械设计第八版图1021（D）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限H603LIMA54LI计算应力循环次数823107382130460HJLNN884751由机械设计第八版图1019取接触疲劳寿命系数9043HNHNK计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S1MPAS54063LIM3HN2904LI4计算小齿轮分度圆直径MMDZKTDHET8955241980313222计算圆周速度SMNVT/2501623计算齿宽DBT893计算载荷系数根据V0125M/S，7级精度，由机械设计第八版图108查的动载荷系数,直齿轮,表102查的使用系数01VK1FHK,由表104查的小齿轮相对支撑非对称布置时,查图10131AK423H10设计过程计算结果得,故载荷系数为351FK4371HVAK按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径MDTT0593147893计算模数62503ZM2）根据齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为32FSADYZKT确定公式内各数值由机械设计第八版图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；MPAPF503MPAFE3804由图1018取弯曲疲劳寿命系数,弯曲疲劳安全系数0,8543FNFNKS14弯曲疲劳许用应力为PAASKFENF74108533M862344计算载荷系数341501FVAK查取齿形系数、应力较正系数为查表105798264343SASAFAFAYY计算大小齿轮的并加以比较FS小齿轮0137539623FSAY大齿轮68214FSA大齿轮数值大设计计算11MYZKTMFSAD852251016383642233设计过程计算结果12则模数取整M30MM，分度圆直径，小齿轮齿数MD0591343MDZ大齿轮齿数36Z6、轴的设计计算1、高速轴的设计1）、已知条件高速轴传递的功率；转速；KWP8910MIN/1460RN小齿轮分度圆直径；齿轮宽度，转矩MD64164B27N2、确定轴的直径先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的3NPC材料为45号钢（调质）处理，根据机械设计第八版表153取得A112，则MNPCD42160891233MI3、联轴器的型号选取查机械设计第八版表141，取,则联31AK轴器的计算转矩为，查MNNTKACA4410780273机械设计课程设计手册表87选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250NMM，半联轴器的孔径为，故取，半联轴MD1D21器的长度为，半联轴器与轴的配合毂孔长度为ML64L34）、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径及长度（1）轴向定位要求12轴段右端要求制出一轴肩，取ML321（2）考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，当量摩擦系数最小，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圆轴线偏斜量大量生产，价格最低，故选用深沟球轴承，根据，查机械设计课D21程设计手册表61，选6206型深沟球轴承，则，M53MD304MD421INL3164ML321D5043B16MMML3213设计过程计算结果14B16MM，34段安装轴承，左端用轴段挡圈定位，右端用轴肩定位，因为89段轴也要安装一个相同的轴承，故，ML483MD3098，D27L1698ML2087（3）45段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位，D345D465L1065ML89544轴承盖的总宽度为10MM（由减速器和轴承盖的结构设定）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20MM至此已初步确定轴的长度。（5）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接，按，选择键，MD216HBL25MM，L50MM80HB为了保证齿轮与轴配合的良好的对中性，半联轴器与轴的配合选用。67KH滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的公差尺寸公差为M6（6）确定轴的倒角和圆角参考表152取轴端倒角为45度，各轴轴肩处的圆角为16ML483D276M3098L1654MD3506L198M27设计过程计算结果152、中间轴的设计1）、已知条件高速轴传递的功率；转速KWP45102；小齿轮分度圆直径；齿轮宽度，转矩MIN/3042RNMD6641B85N2、确定轴的直径先按式初步估算轴的最小直径，选取轴3NPCD的材料为45号钢（调质）处理，根据机械设计第八版表153取得A112，则MNPCD536041233MI3、轴承的选择通过查机械设计课程设计手册表61，选6208型深沟球轴承，D40，B18所以D214）、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径及长度，由高速轴的设计可知轴的总长度为,12段MLLBL2379876543轴我们取，与12段配合的深沟球轴承轴承，M4021D021左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位，23段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取，又由于小齿轮齿宽4732B100MM，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短23MM所以取，为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将34的直径比23ML9732段稍微大一些，这里取其直径为，由于34段轴主要起轴肩作MD543用，没有与之配合的零件且根据设计方案，这里取。45段要与L743大齿轮相配合，且为了能利用24段的轴肩，所以此段轴的直径要比34段的直径小，这里我们取，由于大齿轮的齿宽为B69，根据齿轮相D504配合部分的轴长度一般比轮毂长度短23MM，所以取，56段的ML654轴与MD536IN4021L198MML21M973D564L3M7546D3216设计过程计算结果之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴右端的轴承一样，故，。MD4065L40653、轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用平键连接查机械设计课程设计手册表41得平键截面，754914HBL56，L80，齿轮与轴的配合为H7/K6，轴承与轴为过渡配D合4、确定轴的倒角和圆角参考表152取轴端倒角为45度，各轴肩处的圆角为163、低速轴的设计1）、已知条件高速轴传递的功率；转速；KWP4293MIN/763R小齿轮分度圆直径；齿轮宽度，转矩MD103B1010256N2、确定轴的直径先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的3NPCD材料为45号钢（调质）处理，根据机械设计第八版表153取得A112，则MD4065L17设计过程计算结果MNPCD8457629133MI3、联轴器的型号选取查机械设计第八版表141，取,则31AK联轴器的计算转矩为，MNNTKACA6630251025查机械设计课程设计手册表87选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500NMM，半联轴器的孔径为，故取，半联MD1D21轴器的长度为，半联轴器与轴的配合毂孔长度为ML142L074）、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径及长度，由高速轴的设计知轴的总长度为L237MM，且已经选定联轴器，其公称转矩为2500NM，半联轴器的孔，故取，半联轴器的长度为，半MD601MD6087L142联轴器与轴配合技术的毂孔长度为，78段轴的长度我们取L17,67段相对与78段要做一个轴肩，这里我们取，L587D687，56段要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力轴向也可M06承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小，在高速转时也可以承受纯的轴向力，工作中容许的内外圆线偏斜量大量生产价格最低，故选深沟球轴承，查机械设计课程设计手册表61选6215型深沟球轴承D75MM，B25MM，所以，45段轴的没什么零件与之配合且根据整体的L3065D756D845MINL10768MD687L5036MD7532L1M654D8943MLD75214018设计方案，此段轴的直径为，齿轮的右端采用MD854L6354轴肩固定，轴肩高取H7MM，所以，轴的宽度为，93ML84323段轴的与齿轮相配合由前面设计可知齿轮的宽度B105MM，根据齿轮的相配合部分的轴的长度一般应比毂短23MM，则，1023，12段与轴承相配合，配合轴承与56段轴承相同，则MD8532，71L4021设计过程计算结果193、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接，查机械设计课程设计手册表41按，选择键MD8532，L90MM，选择键，L90MM，120HBD60871HB为了保证齿轮与轴配合的良好的对中性，半联轴器与轴的配合选用。67KH滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的公差尺寸公差为M64、确定轴的倒角和圆角取轴端的倒角为45度，各轴的轴肩处的倒角为16设计过程计算结果207、轴的校核1、高速轴的校核作用在齿轮上的作用力NDTFT250641721TR89TANATN4230COS51NFX621Y92341689X8502NFY05MMX74186Y936920MNYX71926345318022MNT701高速轴的受力图，弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示设计过程计算结果21设计过程计算结果22高速轴的强度校核从图中可分析危险截面为CC截面，则有MPAWTCA49262图示中AA截面的弯矩为MNMA387519342PATCA62因为45号钢，调质处理的故此两个截面都安全，M02、中间轴的校核各个齿轮上的作用力为NFTR81920TAN5A12DTT64712NFT56001283123TR2387TANA3,NX29451FY91,F72N402，MMX063MMY7256183，N548922NYX1579233M0622中间轴的弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示设计过程计算结果23设计过程计算结果24按轴的扭转强度校核由图知危险截面为BB截面，则有MPWTCA453122查45号调质处理钢的，故此截面安全A60中间轴的精度校核截面2的左侧抗弯截面系数3336401MD抗扭截面系数2820WT截面2的左侧的弯矩为MNM1475579截面上的弯曲应力为MPAB36401截面上的扭转切应力AWT625283轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计151查得，截面上由于轴肩而形成的理PMAPAB15,275,6401论应力集中系数查表32得，6,0又由附图31可得轴的材料的敏感系数为850,2Q故有效集中应力系数为871062811QK55由机械设计图3233知尺寸系数和扭转尺寸系数分别为轴表面按磨削加工，由机械设计图34得表面质量系820,67数为，轴未经表面强化处理则则综合系数为91Q8210671K25设计过程计算结果由图31，32得碳钢的特性系数0219820571K为，于是计算安全系数值,00531378251MAKS901A,故此截面安全51722SSC截面面2的右侧抗弯截面系数为3331082470MDW抗扭截面系数为62T弯曲应力为MPAMB341931085抗弯截面系数为WT752过盈配合处的,轴按磨削加工，由附图34得表面质量3,163K系数为，则综合系数为9202531K所以截面2的右侧的安全系数为61K3840139571MAS，故截面安全1AK51762SSCA26设计过程计算结果低速轴的校核作用在齿轮上的作用力为NDTFT6501028324TR2387TANA4，NY72391FX591，FX608NY640MMY7359N48