二级展开式直齿轮减速器设计讲解

1、机械设计课程设计说明书设计题目：设计一用于带式运输机上的展开式二级圆柱齿轮减速器。设计条件：传送带的初始拉力为2500N,传送带卷筒的直径为400mm滚筒线速度为1.30m/s,减速器为中批量生产，应用于矿山废料的运送，受中等冲击，机器要求 最短使用时间为8年（每年按300天计算）,每天两班制,试设计该减速器。传动比一般为840,用斜齿，直齿或人字齿轮均可。应完成的工作：装配图一张（1号图纸）零件图若干（传动零件,如齿轮和轴等主要零件工作图）设计计算说明书一份绪论 41电动机选择 51.1确定电机功率51.2确定电动机转速 62传动比分配62.1总传动比 62.2分配传动装置各级传动比 63运

2、动和动力参数计算 63.1各轴转速 63.2各轴功率 63.3各轴转矩 74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）齿轮传动设计计算 115.装配零件设计145.1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 145.4键的选择 155.5润滑方式选择 156减速器箱体主要结构尺寸167轴的受力分析和强度校核 177.1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 197.3低速轴受力分析及强度校核 218轴承寿命计算248.1高速轴寿命计算 248.2中间轴寿命计算 258.3低速轴寿命计算 269键连接强

3、度计算 279.1高速轴上键连接强度计算 279.2中间轴键强度计算 289.3低速轴链接键强度计算 2910设计总结 29参考文献 30绪论机械设计综合课程设计在机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

4、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(Auto CAD)的机会。计算内容和设计步骤:明说及算计1电动机选择电动机是标

5、准部件。因为工作环境用于矿山废料的运送，受中等冲击，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。1.1确定电机功率PW=3.4 kwnw=0.95工作机所需功率 Pw(kw)为Pw=一 = 2500 X1.3 =3.4 kw1000n.1000 X0.95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n=0.97轴承采用球轴承(稀油润滑)n2 =0.99高速级用弹性联轴器n =0.992低速级用滑块联轴器n =0.98总效率 n= n 2 n 3 n n= 0.972 xo.993 XO.992XO.98 =0.89电动机所需工作功率 Fd (kw)为P

6、d = w = 3.4/0.89=3.8kw1.2确定电动机转速卷筒轴工作转速nw=62.10r/mi nnD二级圆柱齿轮减速器传动比3 i153 i25电机转速n=(35) X(35) n w =558.9r/min1552.5r/min取 n=1000r/min所以，由机械课程设计手册表 12-1得电动机型号为丫132M1-6额疋功率p=4 kw,满载转速n m =960r/min由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm2传动比分配2.1总传动比i = nm= 960 =15.5nw 62.102.2分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮i1 =(1.31.5)i2 ,i=

7、i1 i2计算可得i1=4.66 i 2 =3.333运动和动力参数计算3.1各轴转速高速轴m= n m= 960r/min中间轴n2二 n 1/ i1 =960/4.66=206.0r/mi n低速轴m=n2/i2= nm/i1 i2=960/15.5=61.97mi n3.2各轴功率n =0.89pd=3.8kwn w =62.10 r/mi nni=1000r/min电动机型号 为Y132M1-6额定功率p=4 kw ,满载转速n m =960r/m inp=4 kw n m =960r/m ini =15.5i 1 =4.66i 2=3.33n1 =960r/mi nn 2=206.0

8、 r/ minn 3=61.9r/min高速轴 p1= pd n=3.8X0.992=3.77kw中间轴 p2= p 1 nn=3.77X0.97X0.99=3.62kw彳氐速轴p3= p 2 n n = 3.62X0.97X0.99=3.48kw3.3各轴转矩高速轴T1 =9550 Pl =37.5N Mni中间轴 T 2 =9550 P2 =167.8 N M低速轴T 3=9550 P3 =536.9 N Mp1 =3.77kwp2 =3.62kwp3=3.48kwT1 =37.5 NmT2 =167.8N mT 3 =536.9Nm类型： 直齿圆柱齿 轮，7级精 度材料： 小齿轮40Cr

9、（调质）280HBS大齿轮45钢（调 质）240HBS4.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Z2 =i1 Z1=4.66X24=111.84,取；Z2=1124.1.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算= 2.23 3） 札u叭（1）确定公式内各计

10、算数值1）试选载荷系数Kt=1.3。2）小齿轮传递的转矩T1= 9.55X 106 P1 =37500N mT 1 =37500N3）由教材表10-7选取齿宽系数 d=1。14）由教材表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢 ZE=189.8MPa2djm1 =600MPa；5）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 大齿轮的接触疲劳极限chm2=550MPa。6）由教材公式10-13计算应力循环次数（设每年工作356天）9弘=60mjLh -60X 960X 1 X 300X 2X 8X 8=2.2X 109 hN2i12.2 1094.66=4.7X 108 h7）由教材图

11、10-19取接触疲劳寿命系数KhN1=.9 K HN 1.058）计算接触疲劳许用应力d h 1=540MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,则K HN 1；- Iim1dH 1 =540MPaSdH 2 =K HN2 二 lim 2S=577.5MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得d12.23 33 37500466 1 (1898)2 =41.883mm4.665402）计算圆周速度:d1t n160 1000 :41.883 96060 1000=2.105 m/s3)计算齿宽bb = d d1t =1 X 41.883=41.883mm4）计算齿宽与齿高比b/

12、h模数：号=誉=1.74如d h 2=577.5 MPad 1t =41.883 mmv=2.105 m/sb=41.883mmmt1 =1.745m mh=3.926mm4.1.3按齿根弯曲强度设计按教材式(10-17)试算，即K=1.5587d1 =44.495 mmm =1.854mm齿高：h =2.25mM =1.745X 2.25=3.926mmb/h =10.675）计算载荷系数K。由教材表10-2查得使用系数Ka=1 ；根据丁 =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Kh-.=心-.=1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对

13、支承非对称布置时，3 =1.417；由 b =10.67, Kh ： =1.417查教材图 10-13得 K88箱盖壁厚0.02a+3=7.238816X 10X 50输出联轴器连接键：12X 8X 70材料都为Q275A箱盖凸缘厚度bii.5 8i2箱座凸缘厚度bi.5Si2箱座底凸缘厚度b22.5 S20地脚螺钉直径df0.036a+i220地脚螺钉数目na 250 500,n=6, a 500 时，n=84轴承旁联接螺栓直径di0.75dfi6盖与座联接螺栓直径d2（0.5 0.6）dfi0连接螺栓d2的间距L150200i50轴承端盖螺钉直径d3（0.4 0.5）cf8视孔盖螺钉直径d

14、4（0.3 0.4）cf8定位销直径d（0.7 0.8）cb8di d2 df至外箱壁距离Ci表 ii-2Cif=26Cii=22Ci2=i6df d2凸缘边远距离C2表 ii-2C2f=24C2i=20C22=i4轴承旁凸台半径RiC2i20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LiCi +C2+（5 10）47铸造过渡尺寸x,y表 1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离 1.2 S10齿轮端面与内箱壁距离 S10箱盖箱座肋厚mi,mm忤0.85 Si,m 0.86Sm1=7 m=7轴承端盖外径D2D+ （55.5） d3D21=95D22=102

15、D23=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s D2S1=95S2=102S3=1207轴的受力分析和强度校核（高速轴）7.1高速轴受力分析及强度校核2 30.56 10345Ft1 =1358.2NFr1=494.4NFnh=137.3 N Fnh2=357.1 NMh =8390.7N - mmFnv1=377.1 N Fnv2=981.14 NMV =50526.如图小齿轮受力:=1358.2 NFn = Fti tan： =1358.2 tan20 =494.4 N受力分析：由轴的结构图得：Li=134mmL2=51.5mm水平面：由Fnh 1 (L1

16、 L2- Fr1L2Fnh 2 (L1L2) = Fr1 L1得： Fnh1 =137.3N Fnh2=357.1N 弯矩 M H = FNH1L1=18390.7 N mm铅垂面：由FNV1 (L1 L2 ) = R1L2FNV2 (L1 L2 ) = Ft1L1得：Fnw=377.1N Fnv2=981.14 N弯矩 M V = FNV1J =50526.7 N mm、， 2 2总弯矩 M 勺=.M H M V =53770 N mm扭矩 T1 =30560 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取0=0.6J ca,Mi2 (Ti)2=21MPa之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教

17、材表15-1得1=70 MPa-ca 匚，故安全。7 N mmM 1 =53770N - mm二 ca =21MPa安全7.2中间轴受力分析及强度校核（中间轴）如图大齿轮受力:Ft22T22 143.37 103d2220.5=1300.4NFr2 = Ft2 tan： -1300.4 tan 20 =473.3NF t2 =1300.4NFr2=473.3N小齿轮受力:Ft32T2 _ 2 14337 103d370=4096.3NFr3 二 Ft3tan： =4096.3 tan20 =1490.9N.受力分析：由轴的结构图得：Li=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.F

18、t3 =4096.3NFr3 =1490.9N水平面：FNH1(L1+L2+L3)+Fr3(Li +L2)= Fr2L3FNH 2 (L1 * L2 + L3 ) + Fr 3L1 = Fr 2 ( Li * L2 )得：Fnhi=-843.3NFnh2=174.3N弯矩 M hi = Fnh丄1=-54393 N mmM H 2 =Fr3L2+FNHi(Li+L2)= 102987.6 N mm铅垂面：FNV1 (L1 + L2 + L3) = Ft3 (L2 + L3) + Ft2 L3FNV 2 (L1 + L2 + L3 ) = Ft 2 ( L1 * L2 ) * Ft3 L|得：F

19、nv1 =3042.2NFnv2=2354.5N弯矩MV1 = Fnv1L1 = 196222 N mmM V2 =Ft3 L2 Fnv1 (L1+L2)= 122434 N mmt22总弯矩 M 21 .=Jm H1 +M V1 =203621 N mmM 22 = *M H22 + M V22 =159989 N mm扭矩 T 2 =143370 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取0=0.6MJ +5)221=51.6MPaw之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得J=70 MPa % 戸,故安全。7.3低速轴受力分析及强度校核Fnh=-843.3NFnh2=174.

20、3NFnv=3042.2NFnv2=2354.5NM21 .=203621 N mmM22 =159989N - mm%=51.6MP a安全如图所示，齿轮受力为：l 2T32 汉 515880 门Ft4=3931Nd4262.5Fr4= Ft4 tan a=3931 x tan20 =1431N由轴的结构图得：Li=62.5mmL2=123mm受力分析水平面：Fnh 1 (L1 + L2 ) = Fr4 L2Fnh 2 (L1 * L2)= Fm L)得：Fnh1 =933.8 NFnh2=497.2 N弯矩M H =Fnh1 L1 =61164 N mm垂直面：FNV1 (L1 + L2)

21、= Ft4L2FnV2(L1 +L2) =Ft4L1得：Fnv1 =2565 NFnv2 =1366N弯矩M V =FnwL1=168008 N mm总弯矩： M3 = Jmh2 +Mv2 =178795N mm扭矩T3 =515880 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6Jm 2 +(gT3)2% = =21.5MPaw此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得J=60 MPa%a ,故安全。Ft4=3931NFr4 = 1431NFnh=933.8 NFnh=497.2 NFnv=2565NFnv=1366NM3 =178795N - mm%=21.5MPa校核安全Il

22、 1 Fd1,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松 所以轴向力：Fa1 = F ae+F d2=392.4 NFa2=Fd2=392.4 N7006C轴承判断系数e=0.4。良=1.04 eFr1良=0.4Fr2由教材表13-5得动载荷系数：Xi=0.44, Y 1=1.40X2=1 , 丫2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷Pi=fp(X 1Fr1+Y 1Fa1)=786.8NP2=fp(X 2Fr2+Y 2Fa2)= 1079.2 N因为P18 年所以寿命满足使用要求。R=786.8NR=1079.2 N高速轴轴承为 7006CLy=10.1 年合格8.2中间轴寿命计算 中间轴轴

23、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：Fr1=FNV1=3042.2NF r2=F NV2 =2354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fr1 =3042.2NFr2 =2354.5Fd1=eFr1=1216.9 NFd2=eFr2=941.8 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=O。因为Fae+Fd2P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。 球轴承& =310660n2(c)3=16765 h2 8 300=3.5年8年所以寿命不满足使用要求。换 6007深沟球轴承-1- iLy =3.5 年不合格换6007深沟球轴承8.3

24、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: 轴承受到的径向载荷：C=22kNFr1=F nvi=2565NF r 2 =F NV2 =1366N派生轴向力为：取e=0.37Fdi=eFri=949NFd2=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+Fd2eFr1F r2由教材表13-5得动载荷系数：X1=1, 丫1=0X2=0.56, 丫2=1.2由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X 1Fr1+Y 1Fa1)=2821.5NP2=fp(X 2Fr2+Y 2Fa2)=2094.1 N因为P1P2，所

25、以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承& =3Lh()3 =150493 h60n2 P1Fr1=2565NFr2=1366NR=2821.5NF2=2094.1N2 8 300=25.8 年8 年所以寿命满足使用要求。Ly =25.8 年校核合格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：6X 6X 32。圆头普通平键，材料 Q275A，许用压应力ip=120MPa。 强度计算公式：2T x103 Qp =兰gppkidp公式中数据：Ti= 37.5N mk=3mm l= 26 mm d=22 mm计算得：a p =35.62 MPa因为bp v Bp所以满

26、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：12X 8X 32。 圆头普通平键，材料 Q275A，许用压应力rp=120MPa。 强度计算公式：2T心03小n 兰bp pkldp公式中数据：T2= 167.8N mk=4mm l= 20 mm d=40 mm计算得：bp=89.61MPa因为 p v bp所以满足强度要求。ap =35.62MPa满足强度要 求J =89.61 MPa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：16 X 10 X 50联轴器链接键：12X 8X 70都为圆头普通平键，材料 Q275A，许用压应力二p=120MPa。强度计算公式:32T 103kid公式中数据：第二级大齿轮:T3= 536.9N mk=5 mm l= 34 mmd=55 mm联轴器链接键：T3= 536.9 N m k=4mm l= 58 mmd=40 mm计算得：二 p =110.35MPa二 p =