展开式二级圆柱齿轮减速器设计课程设计

1、展开式二级圆柱齿轮减速器设计第一章概述2第二章电动机选择32.1 电动机选型和结构形式32.2 电动机功率地选择3第三章 运动和动力参数计算53.1 传动比计算与分配53.2 计算传动装置和运动参数和动力参数5第四章传动零件地设计计算和结构设计74.1 带传动地设计74.2 高速级齿轮传动设计计算104.3 低速级齿轮传动设计计算15第五章轴地设计205.1 输出轴设计205.2 中间轴结构设计245.3 输入轴结构设计25第六章轴承选择与校核27第七章联轴器选择、键选择与校核297.1 联轴器选择297.2 键选择与校核29第八章箱体设计30第九章 润滑油及其润滑方式选择31参考文献31第一

2、章概述一、设计任务书一章概述题目：展开式二级圆柱齿轮减速器设计1. 总体布置简图：1.已知条件(1)带式运输机数据：见数据表.(2) 工作条件：单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微冲击 . 运输带速度允许速度误差为 ±5%.(3)使用期限：工作期限为十年，大修期为三年.(4) 生产批量及加工条件：小批量生产.设计进度2. 设计过程1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2) 第二阶段：轴与轴系零件地设计3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键地校核及草图绘制4) 第四阶段：装配图、零件图地绘制及计算说明书地编写1电动机2V带传动3二级圆柱齿轮减速器4联轴器5带式运输机3.原

3、始数据：运输机工作轴转矩:500 N m· ；带工作速 :1.2 m s·-1；卷筒直径 :360 mm4.设计任务 :1)选择电机型号；2)设计带传动；3)设计减速器；4)选择联轴器及其它附件.5. 、工作量1)减速器装配图一张（0 号图）；2)零件工作图三张（电机皮带轮、输出轴、输出轴上大齿轮）；3)设计说明书一份（做好设计记录，交设计记录本）.4、数据表方 案1-11-21-31-41-51-61-71-81-91-10运输机工作轴转矩600550490470430400560500450420T(N ·m)带工作速 v(m·s-1)11.11.2

4、1.31.31.41.31.21.31.4卷筒直径 D/mm300300320320380360320360370360二、传动方案地拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器.故只要对本传动机构进行分析论证 .本传动机构地特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同.结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难.第二章电动机选择2.1 电动机选型和结构形式工业上一般选用系列三相异步电动机.这类电动机属于全封闭自扇冷式电动机，其结构简单、工作可靠、启动性能好、价格低廉、维护方便.适用于非易燃、非易爆、无腐蚀性和无特殊要求地机械上.2.2

5、电动机功率地选择2.1 工作机输出功率工作机输出功率为PPwT nW kw（2 1）9550式中 T 为运输机滚筒60 工作轴转矩， T=450Nm ； n 为滚筒转速；wnw60v601.367.13 r minD0.37由（ 2 1）得：PwT nw450 67.133.16kw955095502.2 传动装置总功率3232123450.960.990.970.990.960.8323为带传动效率，取10.961为齿轮轴轴承效率，球轴承稀油润滑0.9922为齿轮效率，8级精度，取0.97 、33联轴器效率，刚性联轴器，一般取0.9944卷筒效率，取50.9652.3 所需电动机功率Pdpd

6、Pw kw3.163,79kw0.8323因为其电动机额定功率 p1pd 电动机 P0 5.5可查表地以下两种电动机型号额定功率 kw转速 rminY132S1 25.52900Y132S 45.51440故选用 Y 系列三相异步电动机Y132S 4第三章 运动和动力参数计算3.1 传动比计算与分配1 传动系统总传动i nm144021.45nw67.13nm 为电动机满载转速r minnw 为滚筒转速2 确定 V 带传动地传动比i取1.3i 0故减速器地传动比i1i21.4516.5i01.33 分配各级减速器地传动比i4.6322i3.56233.2 计算传动装置和运动参数和动力参数1 各

7、轴都 转速n0 nm1440 r minnm1440n11107.6i01.3n2n11107.6239.12 r mini24.632n3n2239.1267.13 r mini33.5622 各轴地功率p0pd3.79kwpp n3.790.963.64kw100 1pp n3.640.960.973.42kw211 2p3p2 n2 33.420.960.973.18kw3 各轴地转矩T 09550P095503.7925.13 N.mn01440T 29550p195503.6431.38Nmn11107.6T 29550P295503.42136.59 Nmn2239.12T 395

8、50P395503.18452.39Nm367.13n轴电动机轴1 轴2 轴3 轴参名数转速 r14401107.6239.1267.13min功率 P kw3.793.643.423.18扭距 T25.1331.3816.593452.39Nm传动比1.34.6323.562效率0.960.970.97第四章传动零件地设计计算和结构设计4.1 带传动地设计1 确定计算功率Pca由表 8-7 查地工作情况系数K1.1APcakA P 1.1 3.79 4.1692选择 V 带带型根据 Pca 、 n 由图 8-10 选用 A 型3 确定带轮地基准直径d 并验算带速 vd1）初选小带轮地基准直径

9、由表 8-6 和表 8-8 取小带轮地基准直径90dd1dd 12） 验算带速 v 按式 8-13 验算带地速度vd d1 n190 1440 m6.78 m60 1000601000ss因为 5 mv30 ms故带速适合s3） 计算大带轮地基准直径根据式（8-15a）计算大带轮地基准直径dd 2d d 2i d d11.390117mm根据表 8-8 圆整为 d d 2118mm4 确定 v 带地中心距a 和基准长度 l d1）根据式（ 8-20）初定中心距a00.7 d d1dd 2 a0 2 d d1 dd 2145.6a4160a40002）由式（ 8-22）计算带所需基准长度Ldo

10、2 a02 dd1 dd 2dd 2 _ d d12 400 326.56 0.49 1127.054a0由表 8-2 选带地基准长度l d12503）按式（ 8-23）计算实际中心距LdLd 01250 1127.05aa022400 467.475中心距变化范围448.73 504.985 验算小带轮上地包角111180dd 2d d157.390a1801189057.390176.57467.4756 计算带地根数z1）计算单根 V 带额定功率Pr由 dd190和 n1440 r min 查表 8-4a 得 P01.07 根据 n 1440 r min i 1.3和 A 型带查表 8-

11、4b 得kwP0 0.11查表 8-5得K1查表 8-2得 K l0.93 于是PPP10.931.320.1110.931.33r002）计算 V 带根数 zz Pca 4.169 3.314 pr 1.33取 4 根7 计算单根 V 带地初拉力地最小值F 0min由表 8-3 得 A 型带地单位长度质量kgq0.1m 所以2.5 KPca22.514.169296.83NF 0 min 400q v40040.16.78K zv16.78应使带地实际初拉力 F 0F 0 min8 计算压轴力F p压轴力地最小值为F p min2z F 0 min sin12 4 353.98 sin176

12、2742.25 N229 带轮结构设计1.691511其余131.66.139.97°2×45°i 0.005 A508.0593912×45°1.6A47.5381.673.18764.2 高速级齿轮传动设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿轮圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器速度不高故选用8 级精度3） 材料选择 .由表 10-1 选择小齿数材料为40Cr （调质）硬度为280HBS ，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为240HBS 二者材料硬度差为40HBS.4）选小齿轮齿数 z1 22，大齿轮齿数为z24.632

13、22 1025）选取螺旋角初选螺旋角142 按齿面接触强度设计2按式（ 10-21 ）计算即 dIt2tT1 u1ZHZE3KudH（1） 确定公式内地各计算值1）试选 K1.5t2）计算小齿轮传递转矩5595.5 10 P1 95.5103.644T 11107.6N .m3.138 10 N .mn13）由表 10-7选取齿宽系数1d4）由表 10-6查地材料地弹性影响系数1ZE189.8M Pa 25）由图 10-21 按齿面硬度查地小齿轮地接触疲劳强度极限H lim 2600M Pa 大齿轮接触疲劳强度极限H lim 2550MaP6）由式 10-13 计算应力循环N160nj Lh9

14、601107.611 8300 10 1.595101.5959N21084.6323.443107）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数K Hn10.95 K HN 2 0.978）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1安全系数 s1由式（ 10-12 ）100得K HN1lim 10.95600570M PaH 1sHK HN2lim 20.97550533.5M Pa2sHH 1H2570 533.5551.75M Pa229）由图 10-31 选取区域系数ZH2.4310）由图 10-260.7620.91则0.76 0.9 1.66（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径d It 由公式得4

15、d It2.32321.53.138105.56211.664.56222.43 189.8mm36.42551.752）计算圆周速度vdIt n136.42 1107.62.11m601000601000s3）计算齿宽 b 及模数 m 齿高之比 bnthbd136.4236.42dItdItcos36.42 cos141.60mmmnt22Z1h 2.251,603.61mmb36.42h3.6110.084）计算纵向重合度0.318 122tan140.318220.2941.7425）计算载荷系数 K已知使用系数 K A1.25 根据 v2.183 8 级精度由表10-8 查地 K v1

16、.13由表 10-4 用插值法查地8 度精度想，小齿轮相对支承对称布置时1.450 ，由K Hb10.08K H1.450查 得 10-13得K F1.40,由 表10-3查 得hK HK F1.2,故载荷系数KKAKVKHK A 1.25 1.13 1.21.4502.4586）按实际地载荷系数校正所得分度圆直径由式（10-10a）得d1 dIt 3K36.42 3 2.45842.90 mmK t1.57）计算模数d1 cos42.90 cos141.89mmmn22z13 按齿根弯曲强度设计2由式（ 10-17 ） mn 32k T1Y cos Y Fa Y Sa2d z1F（1） 确定

17、计算参数1）计算载荷系数KK A K v K F K F1.25 1.13 1.2 1.40 2.3732）由图 10-20c 查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限FE 1400 大齿轮地弯曲强度极限FE 24103）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K0.86 K0.84FN1FN 24）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S1.4由式（ 10-12）得FK FN1 FE10.86 400245.71MPa1S1.4FK FN2 FE20.84 410246MPa2S1.45）查取齿形系数由表10-15 查得 Y2.72 Y2.18Fa1Fa26）查表应力校正系数，由表10-5 查得 Ysa1

18、1.57 Ysa21.797）计算大小齿轮地YFa Ysa 并加以比较FY Fa1 Ysa1 2.721.570.017 YFa 2 Ysa 2 2.18 1.790.016245.71246F 1F 2大齿轮地数值大4222.3733.138cos14（2） 设计计算310mn2220.016 1.9711.66d1 cos42.9 cos1421取 z121则 z221 4.632 96.27 去由公式 z1m2n整为 z2 974 几何尺寸计算1）计算中心距a z1 z2 mn2197 2121.65 将中心距圆整为 1252 cos2cos142）按圆整后地中心距修正螺旋角arccos

19、 21 97 2arccos0.944 19 16'32' '2a3）计算大小齿轮地分度圆直径d1z1 mn21 244.49mmcoscos19 16'32' 'd2z2 mn97 2205.51mmcoscos19 16'32''4）计算齿轮宽度bdd 1144.4944.49mm 取B245mmB150mm4.3 低速级齿轮传动设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器、速度不高、故选用8 级精度3）材料选择由表10-1 选用小齿轮材料为40r（调质）硬度为240

20、HBS4）选小齿轮齿数z22 大齿轮齿数 z3.5622279122 按齿面接触强度设计由设计计算公式（ 10-9a）进行计算即2dIt2.3232 K t T 1 u1 ZEZHudH（1） 确定公式内地各计算数值1）试选载荷系数 K1.52）计算小齿轮传递转矩5595 .5 10 P195.5103.425T 1239.12N .m m 13.7 10 N .mn13）由表 10-7 选取宽度系数1d14）由表 10-6 查地材料地弹性影响系数2ZE189.8M M Pa5）由图 10-21d 按齿面硬度查地小齿轮地接触疲劳强度极限H lim 1600大齿轮地接触疲劳强度极限H lim 2

21、550M Pa6）由式 10-13 计算应力循环次数N 160 n1 j l h 608239.12 11 8300 10 3.443103.4438N 21073.5629.666107）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数K HN10.95 K HN 2 0.988）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1 100 安全系数 S1 由式（ 10-12 ）得H 1K HN1lim 10.95 600 570M PaSKlim 2H 2HN 20.98 550 539M PaSHH 1H 2570539554.5MP22a9）由图 10-26 查得10.762 0.9即20.760.91.6611

22、0）由图 10-30 选取区域系数ZH2.43（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径dIt 代入 H 中较小地值252.43 189.822.323 K t T1 u1 ZEZHd It32 1.51.3710 3.562 160.u11.663.562554.5dH2）计算圆周速度vdIt n160.29 239.120.75 m601000601000s3）计算齿宽bbd160.2960.29mmdIt4）计算齿宽与齿高之比模数mtd Itcos60.29 cos14mmz1222.66齿高 h2.25mtmm2.25 2.66 5.98b60.29h5.9810.085）计算载荷系数根据

23、v0.75 m s 8 级精度由图 10-8 查得动载系数 K v1.1 由表 10-4查得 K h地值与直齿轮相同故K H1.463由图 10-13查得K F1.35 由表10-3 查得K HKF1.2 K KAKVKH KH1.25 1.11.2 1.4632.4146）计算纵向重合度0.318z tan140.3181tan14221.74d17）按实际地载荷系数校正所算得分度圆直径由式（10-10a）得d160.29K60.2932.414370.54mmK t1.58）计算模数 mnd1 cos70.54 cos14mn23.11mmz1223 按齿根弯曲强度设计2由式（ 10-17

24、）mn32K T1Y cos YF Y Sa2d zF（ 1） 强度计算参数1）计算载荷系数K1.25 1.1 1.2 1.35 2.228KAKVKF KF2）由图 10-20c 查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限FE400 MPa大齿轮地弯曲强度极限410M PaFE 23）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 0.92 K FN 20.904）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 由式（ 10-12 ）得FK FN1 FE10.92 400 MPa262.875MPa1S1.4FKFN2 FE20.9 410 MPa263.57MPa2S1.45）查取齿轮系数由表 10

25、-5 查得 Y2.72 Y2,22Fa 1Fa 26）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Y sa11.57 Ysa 21.777）计算大小齿轮地Y Fa Ysa 并加以比较FY Fa1Y sa12.27 1.570.016F 1263.57Y Fa 2Ysa 22.22 1.770.015F 2263.57大齿轮地数值大（ 2） 设计计算22.2281.3753100.0162.72mn2122对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算地描述m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数由于齿轮模数m 地大小主要取决于弯曲强度所决定地承载能力而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力反与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算

26、地模数2.72 并就近圆整为标准值m2 按接触强度算得地分度圆直径d170.54算出小齿轮齿数z1d170.5423.51故取整z124m3大齿轮齿数 z3.5622485.4 故取整 z86224 几何尺寸计算（ 1） 计算中心距a z1 z2 mn2486 3170.1mm 将中心距圆整为 175mm2 cos2cos14（ 2） 按圆整后地中心距修正螺旋角arccos z1 z2 mnarccos 2486 319 37'42' ' 因值改变不多，故2a2175参数k zH 等不必修正（ 3） 计算分度圆直径d1z1 mn24 376.60mmcoscos19 3

27、7'42''d 2z2 mn86 3247.47mmcoscos19 37'42''（ 4） 计算齿轮宽度bd1 1 76.6076.6mm 圆整取 B480mmB385mmd第五章轴地设计5.1 输出轴设计1 求输出轴地功率P 转速 n 和转矩 T333P33.18kwn367.13 r minT 3452390 N min2 求作用在齿轮上地力因已知低速级大齿轮地分度圆直径为mmd2 247.47圆周力F t2T32452390Nd 23656.12247.47径向力tann3656.12tan 20NF rF tcos3737.97cos1

28、9 37'42' '轴向力F aFt tan3656.12tan19 37'42'' 1302.6N3 初步确定轴地在校直径先按式（ 15-2）初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为45 钢，调质处理根据 15-3取 A0 118于是得dmin1183P3118 3 3.1842.07n367.13因最小直径在装齿轮此处有一键槽故轴应增大5%7%输出轴地最小直径显然是安装联轴器处轴地直径d1 2 （图15-26 ）为了使选地直径 d12与联轴器地孔径相适应故需同时选取联轴器型号联轴器地计算转矩TcaK A T3 1.3 452390N mm5881

29、07 .按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩地条件，查标准GB T 50142003或手册选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000N.mm 半联轴器地孔径d142.7mm因最小直径在装齿轮此处有一键槽故轴应增大5%7%故取d1 245mm 半 联 轴 器 长 度 L 112mm 半 联 轴 器 与 轴 配 合 地 轂 孔 长 度L184mm4 轴地结构设计（ 1）拟定轴上零件地地装配方案如下图所示（2）根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1）为了满足半联轴器地轴向定位要求1-2 轴段右端需制出一周肩.故取 2-3 段直径d2 3mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D

30、 55mm 半52联轴器与轴配合地轂孔长度84 为了保证长度应比轴端挡圈只压在半联轴l 11器上而不在轴地端面上故1-2 地 l1略小一些 .现取 l 1 282mm2）初步选择滚动轴承因轴承同时受径向力和轴向力地作用故选用角接触球轴承参照工作要求并根据d2mm由轴承产品目录中初步选取0 基准游隙组标准352精度级地角接触球轴承7311AC 其 尺 寸 为d×D×T=55×120×29 故d3 4 d7 855mm而l 34 55mm右端角接触球轴承采用轴肩进行轴向定位由手册查得 7311AC 型轴承定位高度 h10d 4 5mm753）齿轮左端采用轴肩

31、定位取轴肩高度为h6 则轴环处直径d5 6 79 轴肩高周环宽度 b1.4h 故取l 5 6mm取安装齿轮处地直径d6 7mm已知齿轮1260轮毂地宽度为80 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度故取l 6 7 784）轴承端盖地总宽度为20 （由减速器及轴承端盖地结构设计而定）根据轴承端盖地装拆及便于对轴承添加润滑脂地要求，去端盖地外端面与半联轴器右端面间地距离 l30mm 故取mml 2 3505）取齿轮距箱体内壁距离a16 mm 考虑到箱体地铸造误差在确定滚动轴承位置时应距内壁一段距离s取 s8mm 已知滚动轴承宽度T=21 按l 657 至 6-67此已初步确定了轴地各段

32、直径和长度（ 3）轴上零件地零件周向定位齿轮半联轴器与轴地周向定位均采用平键连接按d60, 由表6-1 查得平面截面6 7b h 18 11 键槽用键槽铣刀加工长为 56 同时为了保证齿轮与轴配合有良好地对中性故选择齿轮轮毂与州地配合为H 7 同样，半联轴器与轴地连接选用平键位、为n614×9×63 半联轴器与州地配合为H 7 滚动轴承与州地轴向定位是过渡配合来保证地k6此处选轴地直径为 m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 去轴端倒角为245 各轴肩处地圆角半径如图为R2（ 5） 求轴上载荷首先根据轴地结构图（15-26）做出轴地计算简图1FrFtFaw（a)

33、T'FANV1CDB FNH1FNH2NV1FNV2FL1L2L3FtFHMFNH2(b)NH1MHFraa'FD=M= 2FNV1FaFFaNV2NV1(c)MFv1MMvv2M(d)1M2M(e)TT在确定轴承支点位置时应从手册中查取a 地值对于7311AC 型角接触球轴承由手册查得a35.8mm 因此作为简支梁地轴地跨距l1l 1 2l 2 3a126.82l 2l 3 4 a l34257.5 l 3l452l 5 6 l 6 7 l 7 8a192mm22ll249.5 根据轴地设计简图做出轴地弯矩图和扭矩图从轴地结构图以及弯曲23图和扭矩图中可以看出截面 C 试轴地危险截面现