二级圆柱齿轮减速器设计方案

二级圆柱齿轮减速器 设计方案 第一章 机械设计课程设计任务书 （两级齿轮减速器） 一、 传动系统参考方案（见图） 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器 4 将动力传至输送机 卷 筒 5，带动输送带 6 工作。 二、 原始数据 （将与组号对应的原始数据填入以下空格中） 输送带有效拉力 F= 3500 N； 输送带工作速度 v= m/s （允许误差 5%） ； 输送机滚筒直径 d= 400 减速器设计寿命为 5 年。 三、 工作条件 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为 380/220 伏。 第二章 设计计算说明书 一 根据工作条件，本设计方案中选用 Y 系列三相笼型异步电动机。 对于不变载荷下长期连续运行的机械，要求。为所选电动机额定功率，为根据工作要求所需的电动机功率。 1) 确定 式中： F 运输带拉力， N； v 运输带线速度， m/s。 2) 确定 式中： 带传动效率， 一对齿轮传动效率， 一对滚动轴承效率， 弹性联轴器效率， 卷筒效率， 3) 计算 1. 确定电动机转速 式中： n 滚筒轴转速， r/D 滚筒直径， v 运输带线速度， m/s。 式中： 电动机可选转速范围； 一，转动装置总传动比的合理范围； 一带转动和耳机援助齿轮减速器的传动比合理范围。普通 ；二级圆柱齿轮减速器， ； n 滚筒轴转速 。 根据 和 从设计手册中选择电动机型号，有关性能参数及尺寸如下表 电动机型号 额定功率/载转速/(r/堵转转矩 最大转矩 额定转矩 额定转矩 960 1. 确定总传动比 式中： 一电动机满载转速， r/ 2. 各级传动比分配 其中，、分别为减速器高速级和低速级传动比。 1) 带传动比 为避免大带轮半径过大导致与底座相碰，。 2) 各级齿轮传动比、 为使两级齿轮传动中的大齿轮直径相近，浸油深度接近相等 则 三 计算各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数） 按照转速从高到低将减速器三根轴依次定为轴、轴和轴。 1. 计算各轴转速 轴转速： 轴转速： 轴转速： 卷筒轴转速： 2. 计算各轴输出功率 轴功率： 轴功率： 轴功率： 卷筒轴功率： 式中：、 一分别为电动机至轴、轴至轴、轴至轴、轴至轴的传动效率。，。 3. 计算各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 轴转矩： 轴转矩： 轴转矩： 卷筒轴转矩： 四 率和转矩（运动和动力参数） 一、 各轴转速 轴转速 r/轴转速 r/轴转速 r/筒轴转速 r/84 、 各轴功率 轴功率 轴功率 轴功率 筒轴功率 、 各轴转矩 电动机轴输出转矩 轴转矩 轴转矩 轴转矩 卷筒轴转矩 五 电动机与减速器之间采用普通的 V 带传动。 计算功率是根据传递的功率 P 和带的工作条件而确定的 式中： 一计算功率， 一工作情况系数，查表得； P 一所需传递的额定功率， 表（机械设计 8， 则 带的类型 小带轮转速 根据计算功率 和小带 轮转速，从图（机械设计 8取 A 型 v 1) 初选小带轮的基准直径 根据 V 带的带型参考机械设计 8 82) 验算带速 v 3) 计算大带轮的基准直径 考虑带传动的滑动率（ ） 计算实际传动比 并根据机械设计 8 a，并选择 V 带的基准长度 1) 根据 初定中心距为 2) 计算相应的带长 带的基准长度根据由机械设计 3) 计算中心距 传动的实际中心距近似为 考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹 性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，中心距的变动范围如下 通常小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的临界摩擦力小于大带轮上的临界摩擦力、因此，打滑通常发生在小带轮上。 为了提高带传动的工作能力，应使 z 根据带型和小带轮转速 查机械设计 8 根据带型、传动比和小带轮转速 查机械设计 8 根据小带轮包角 查机械设计 8 根据带长 查机械设计 计算得到 取 z=5. 由机械设计 A 带的单位长度质量 q=m; 单根 为了设计安装带轮的轴和轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力 1. 选用 带 5根，带的基准长度 1430轮基准直径， 中心距控制在 . 单根带初拉力 第三章 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 i. 选用斜齿圆柱齿轮传动。 减速器为一般工作机器，参考机械设计 10 7 级精度 材料选择。根据机械设计 10择小齿轮材料为 40质），齿面硬度 280齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度240 选小齿轮齿数，取。 v. 初选螺旋角。 压力角 2）按齿面接触疲劳强度计算 i. 由机械设计 10计算小齿轮分度圆直径，即 A. 确定公式中各参数值 a) 试选载荷系数。 b) 小齿轮传递的转矩为轴转矩 c) 由机械设计 10d) 由机械设计 10取区域系数。 e) 由机械设计 10得材料的弹性影响系 数 f) 由机械设计 10算接触疲劳强度用重合度系数 g) 计算接触疲劳强度许用应力。 h) 由机械设计 10得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。 由机械设计 10算应力循环次数： 由机械设计 10取接触疲劳寿命系数、 取失效概率为 1% 安全系数 由机械设计 10 i) 由机械设计 10得螺旋角系数 j) 试计算小齿轮分度圆直径 调整小齿轮分度圆直径 A. 计算实际在和系数前的准备数据。 a) 圆周速度 v。 b) 齿宽 b B. 计算实际载荷系数。 a) 由机械设计 10得使用系数 b) 根据速度、 7级精度，由机械设计 10得动载系数 c) 齿轮的圆周力 ， ,查机械设计 10齿间载荷分配系数 d) 由机械设计 10插值法差得 7级精度、小齿轮相对支承非对称分布， 。 则载荷系数为 C. 由机械设计 10得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 i. 由机械设计 10 A. 确定公式中各参数值 a) 试选载荷系数。 b) 由机械设计 10计算弯曲疲劳强度的重合度系数。 c) 由机械设计 10计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。 d) 计算。 由当量齿数， ,机械设计 10齿形系数、。 由机械设计 10得应力修正系数、。 由机械设计 10得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为、。 由机械设计 10得弯曲疲劳寿命系数、。 取弯曲疲劳安全系数，由由机械设计 10因为大齿轮的大于小齿轮，所以取， B. 试算齿轮模数 调整齿轮模数 A. 计算实际载荷系数前的数据准备。 a) 圆周速度 v b) 齿宽 b c) 齿高 b/h B. 计算实际载荷系数 。 a) 根据， 7级精度，由 由 查 机械设计 10得动载系数 b) 由 ,。查机械设计 10齿间载荷分配系数。 c) 由机械设计 10插值法差得 ,结合，查 机械设计 10则载荷系数为 C. 由 机械设计 10得按实际载荷系数算得的齿轮模数 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。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即。 取，则，取，和互为质数。 4）几何尺寸计算 i. 计算中心距 取 按圆整后的中心距修正螺旋角 计算小、大齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 取、。 5）圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，、和、等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 i. 齿面接触疲劳强度校核 k) 按前述类似做法，先计算机械设计 0可得到计算结果：， ,，将他们带入 机械设计 10到 满足齿面接触疲劳强度条件 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算机械设计 0可得计算结果：，带入式 10齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏 的能力大于大齿轮 6）主要设计结论 齿数、，模数，压力角 ,螺旋角，变位系数 ,中心距，齿宽、。小齿轮选用 40质），大齿轮选用 45钢（调质）。齿轮按 7级精度设计。 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮传动。 减速器为一般工作机器，参考机械设计 10 7 级精度 材料选择。根据机械设计 10择小齿轮材料为 40质），齿面硬度 280齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度240 x. 选小齿轮齿数，取。 初选螺旋角。 压力角 2）按齿面接触疲劳强度计算 由机械设计 10计算小齿轮分度圆直径，即 B. 确定公式中各参数值 l) 试选载荷系数。 m) 小齿轮传递的转矩为轴转矩 n) 由机械设计 10o) 由机械设计 10取区域系数。 p) 由机械设计 10得材料的弹性影响系数 q) 由机械设计 10算接触疲劳强度用重合度系数 r) 计算接触疲劳强度许用应力。 s) 由机械设计 10得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。 由机械设计 10算应力循环次数： 由机械设计 10取接触疲劳寿命系数、 取失效概率为 1% 安全系数 由机械设计 10 t) 由机械设计 10得螺旋角系数 u) 试计算小齿轮分度圆直径 调整小齿轮分度圆直径 D. 计算实际在和系数前的准备数据。 c) 圆周速度 v。 d) 齿宽 b E. 计算实际载荷系数。 e) 由机械设计 10得使用系数 f) 根据速度、 7级精度，由机械设计 10得动载系数 g) 齿轮的圆周力 ， ,查机械设计 10齿间载荷分配系数 h) 由机械设计 10插值法差得 7级精度、小齿轮相对支承非对称分布， 。 则载荷系数为 F. 由机械设计 10得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 由机械设计 10 C. 确定公式中各参数值 e) 试选载荷系数。 f) 由机械设计 10计算弯曲疲劳强度的重合度系数。 g) 由机械设计 10计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。 h) 计算。 由当量齿数， ,机械设计 10齿形系数、。 由机械设计 10得应力修正系数、。 由机械设计 10得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为、。 由机械设计 10得弯曲疲劳寿命系数、。 取弯曲疲劳安全系数，由由机械设计 10因为大齿轮的大于小齿轮，所以取， D. 试算齿轮模数 调整齿轮模数 D. 计算实际载荷系数前的数据准备。 d) 圆周速度 v e) 齿宽 b f) 齿高 b/h E. 计算实际载荷系数 。 d) 根据， 7 级精度，由 由 查 机械设计 10得动载系数 e) 由 ,。查机械设计 10齿间载荷分配系数。 f) 由机械设计 10插值法差得 ,结合，查 机械设计 10则载荷系数为 F. 由 机械设计 10得按实际载荷系数算得的齿轮模数 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。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即。 取，则，取，和互为质数。 4）几何尺寸计算 v. 计算中心距 取 按圆整后的中心距修正螺旋角 计算小、大齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 取、。 5）圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，、和、等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 齿面接触疲劳强度校核 v) 按前述类似做法，先计算机械设计 0可得到计算结果：， ,，将他们带入 机械设计 10到 满足齿面接触疲劳强度条件 v. 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算机械设计 0可得计算结果：，带入式 10齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮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、，模数，压力角 ,螺旋角，变位系数 ,中心距，齿宽、。小齿轮选用 40质），大齿轮选用 45钢（调质）。齿轮按 7级精度设计。 第四章 轴系 零部件的设计 计算 一 高速轴 的设计与计算 1. 轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率 (包括轴承效率在内 )，则： 1n 384r/ 因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表 85 钢，调质处理。 3. 求作用在轴上的力 已知高速级的小齿轮 ， 则： 圆周力： 径向力： 1 0 9 0. 7 1 Nc o s 11 . 7 1 6t a n 202 9 3 4. 2 6 F 轴向力： F 压轴力： 0 查 5取 C=112，则： 311对于直径 00 的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%， 71( （ 1）确定轴的结构构想 (2)相关数据的确定 ： 221432 22 式中： 1b 、 2b 、 3b 分别为第一级齿 1b 轮传动中小齿轮、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的齿宽； 2 齿轮端面至机体内壁距离； 4 齿轮间距，可取 4 。 )128(212 式中： 机座壁厚， 11 2 2c 扳手操作空间， 11 L 3122 123 式中： 3 轴承内侧至机体内壁之间的距离， ； 轴承宽度，查手册； t 凸缘式轴承端盖壁厚； 1t 端盖联接螺钉头厚度，查手册； 大带轮或半联轴器端面与轴承端盖联接螺钉头之间的间隙， 0215（对弹性联轴器需保证拆卸空间）； 大带轮或半联轴器轮毂宽度； 图中单位： ） (1)求支座反力 A:水平 (面 )方向反力 1 面 )反力 2）绘制弯矩图 A. 水平方向弯矩 (3)绘制扭矩图 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 (即危险截面 B)的强度根据公式及上表中的数据 , 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 ，轴的计算应力 23090)(132221210，调质处理，查得 1 。因此， 1故安全。 二 轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率 (包括轴承效率在内 )则： 2n 因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表 8常用 45钢，调质处理。 因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为 ， 2421 , ， 63 则 齿轮二 圆周力： 径向力： o s 11 . 7 1 6t a n 202 8 4 1. 6 9 F 轴 向 力 ： F 齿轮三 圆周力： d TF t 径向力： o s 12 . 2 4t a n F 轴向力： 3 6t a n 1 2 . 2 0 6 F 查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值 C=112，则 322 对于直径 00 的轴，有两个键槽时，轴径增大 10%15%，故 111( 轴的结构构想如图所示 图中单位： ） (1)求支座反力 A:水平 (面 )方向反力 3面 )反力 12 2N V 1 2）绘制弯矩图 （ 3）绘制扭矩图 核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 (即危险截面 B)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 ，轴的计算应力 5 2 2 0 7 4 3 4 0)(13222121M P 5 钢，调质处理，查得 1 。因此， 1 故安全。 三 轴上的功率 转速和转矩若取每级齿轮传动功率 (包括轴承效率在内 )则： 因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表 8常用的45 钢，调质处理。 因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为， 2421 ， 则： 圆周力： F 径向力： 轴向力： 查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值 C=112，则 322 对于直径 00 的轴，有两个键槽时，轴径增大 10%15%，故 141( 轴的结构构想如图所示 图中单位： ） (1)求支座反力 A:水平 (面 )方向反力 4面 )反力 )绘制弯矩图 A. 水平方向弯矩 (3)绘制扭矩图 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 (即危险截面 C)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 ，轴的计算应力 5 3 5 0 0 5 6 9 0)(132223215 钢，调质处理，查得 1 。因此， 1 安全。 四 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d 。为了使所选的轴直径 d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 3 ，考虑到转矩变化很小，查 14 取 则 按照计算转矩 小于联轴器公称转矩的条件，查标准 5014用 五 大带轮 选择键连接的类型和尺寸 大带轮与轴的周向定位采用平键连接。 根据 31 查得键的截面尺寸为：宽度 b=10度 h=键长 L=45,比轮毂宽度小些。 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120 p =120的工作长度 51045 , 键与轮毂键槽的接触高度 。 可得 331 p ，可以。 故取 45810 。 大齿轮 选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 (A 型 )。 根据 52 查得键的截面尺寸为：宽度 b=14度 h=键长 L=45轮毂宽度小些。 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120 p =120的工作长度 11445 , 键与轮毂键槽的接触高度 。 可得 332 p ，可以。 故取 45914 。 小齿轮 选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 (A 型 )。 根据 52 查得键的截面尺寸为：宽度 b=14度 h=键长 L=55,比轮毂宽度小些。 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120 p =120的工作长度 11455 , 键与轮毂键槽的接触高度k=得 332 p ，可以。 故取 55914 。 大齿轮 选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 (A 型 )。 根据 21 查得键的截面尺寸为：宽度 b=18度 h=键长 L=50轮毂宽度小些。 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120 p =120的工作长度 21850 , 键与轮毂键槽的接触高度 。 可得 462329 333 p ，可以。 故取 501118 。 半联轴器 选择键连接的类型和尺寸 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。 根据 01 查得键的截面尺寸为：宽度 b=14度 h=键长 L=90,比轮毂宽度小些。 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120 p=120的工作长度 61490 ,键与轮毂键槽的接触高度 。 可得 333 p ，可以。 故取 601016 。 六 初选轴承 轴名 轴承 代号 外形尺寸（ 内径 d 宽度 B 轴 72070 15 轴 72070 15 轴 72130 18 ,轴承 7207 0 3 3 6 222 12 11 8 5 0 9 222 22 22 3 8 52 0 3 ,1, 根据式 (13( 按照表 13.1 1.1207 轴承样本或设计手册选择 C =29000N 121 3193,2302 207轴承的寿命 年）（ 51636552 9 2 0 03 2 5 1 7)3 1 9 32 9 0 0 0(38460 10)(6010 366 h 轴承 7207（只校核受力更大的轴承） 22 12 11 22 22 22 3211 08222 08220821035m a 3791379332m a 0,1, 根据式 (13( 按照表 13.1 1.1208 轴承样本或设计手册选择 C =29000N 121 3368,2213 207 轴承的寿命 h 2920073150)336829000(0)(6010 3636 承 7213 22 12 11 22 22 22 67911 74822 7482748 31513641679m a 1 124 1 121 6 79m a 根据式 (13( 按照表 13.1 1.1按照 7213 轴承样本或设计手册选择 C =66500N 121 5758,3743 213 轴承的寿命 h 2 9 2 0 06 0 5 3 8 3)5 7 5 86 6 5 0 0(0)(6010 366 第五章 设计 小结 在 此次课程设计之前 ， 我已经进行了一次机械原理的课程设计。 当时 我的第一反应是，计算量大，要求高。但是 ， 如果 没有 更高的要求，自己是得不到锻炼的。 经过 了那一次的课程设计 ， 我对于课程设计，也有了一定的认识。所以 ， 对于这次的课程设计 ， 我还是相当有信心，把它做好来的。 在 分好小组