二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书

1、机械设计课程设计（论文）题目：二级圆柱齿轮减速器设计学生姓名芭专业机械设计制造及其自动化学号2220班级2012级1班指导教师李华英成绩工程技术学院2014年11月机械设计课程设计任务书学生姓名刘芯专业年级机械设计制造及其自动化2012级设计题目：带式运输机传动装置的设计设计条件：1、运输带工作拉力 F = 2500N ;2、运输带工作速度v = s ;3、卷筒直径 D = 400mm；4、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35o C;5、使用折旧期：8年；6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压 38

2、0/220V;8、运输带速度允许误差：5%;9、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图1张（A1）;2、零件工作图3张；3、设计说明书1份。指导教师签名:前 言31 .电动机选择 确定电机功率4确定电动机转速 52 .传动比分配总传动比5分配传动装置各级传动比 53 .运动和动力参数计算 5各轴转速5各轴功率 5各轴转矩 64 .传动零件的设计计算 7第一级（高速级）齿轮传动设计计算 7第二级（低速级）齿轮传动设计计算 115 .装配草图 14轴最小直径初步估计 14联轴器初步选择 14轴承初步选择 15键的选择 15润滑方式选择 156 .减速器箱体主要

3、结构尺寸157 .轴的受力分析和强度校核 17高速轴受力分析及强度校核 17中间轴受力分析及强度校核 18低速轴受力分析及强度校核 208 .轴承寿命计算 22高速轴寿命计算 22中间轴寿命计算 23低速轴寿命计算 249 .键连接强度计算 26高速轴上键连接强度计算 26中间轴键强度计算 27低速轴链接键强度计算 27参考文献28、夕 4-刖百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

4、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。止匕外，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

5、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的机 会。计算内容和设计步骤:计算及说 明1.电动机选择按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。确定电机功率4w=1工作机所需功率Pw(kw)为Fv2500 X1.1 ,Pw = kw1000 G 1000 X1Pw = kw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“1=轴承采用球轴承(稀油?闰滑)高速级用弹性联轴器低速级用滑块联轴器44 =总效率 4二4 12423T13Tl 4=2X3XX =电动机所需工作功率Pd(kW)为Pd

6、 Ew=+ =确定电动机转速* 办"十 »什、*60 X1000v.卷筒轴工作转速n w =min冗D二级圆柱齿轮减速器传动比3< i i<5 3< i 2 <5电机转速 n=(35) x (35) nw=minmin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Y132M1-6额定功率p=4 kw ,满载转速n m =960r/min由表12-3得轴伸尺寸 直径38 mm长度80mm2 .传动比分配总传动比.nm 960 i = =nw 52.5分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮i 1 =i 2 , i =

7、 i 1 i 2计算可得 i 1 = i 2 =3 .运动和动力参数计算各轴转速高速轴n1=nm=960r/min中间轴 n 2= n 1/ i 1 =960/=min刀=Pd =r)w =minn=1000r/minp=4 kwn m =960r/mini =i 1 =i 2 =n 1 =960r/minn2=minn3=min低速轴n3=n2/ i 2= n m/ i 1 i 2 =960/= min各轴功率高速轴P1= Pd 4 3=X =中间轴低速轴P3= P 2 4 14 2 =X X =各轴转矩高速轴1=9550 p1 = N Mn1中间轴2 =9550 P2 = N M低速轴3

8、=9550 p3 = N M 3%4.传动零件的设计计算第一级(高速级)齿轮传动设计计算选定齿轮类型、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)初选小齿轮齿数乙二24,大齿轮齿数Z2 i1 Z1 =X 24=,取；Z2=118按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算Pi =P2 =P3 =T1= NmT2 =T3 = Nm类型：直齿圆柱齿轮,7级精度材料：小齿轮40Cr(调质)280HB

9、S大齿轮45钢(调质)240HBS* 2.23K"i u 1 Z(E)2H (1)确定公式内各计算数值1）试选载荷系数K=。2)小齿轮传递的转矩T 1= X106 21 =30560N - Mn13）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=>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（Tlim1 =600MPa大齿轮的接触疲劳极限(T lim2 =550MPa6）由教材公式10-13计算应力循环次数（设每年工作356天）9N1 60nl jLh60 X 960 X 1 X 356 X 2 X 8 X 8=

10、X 109zNi2.691 109 -C8N21=X 10i14.887）由教材图10-19取接触疲劳寿命系数HN1HN 28）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,则6 H 1 = KHN1 lim1 =540MPaSK HN 2 lim 26 H 2=S（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径小，由计算公式得d1t 2.23 31.3 305604.88 1b H1=540MP4.88(189.8)2540d1t =2）计算圆周速度dm960V60 100041.883= m/s60 1000v=s3）计算齿宽bb ddit=1x =b=4）计算齿宽与齿高比b/h模数：mt1d1

11、t 41.883 二 乙 24 一mt1 =齿高：h 2.25mti X =b/h =5）计算载荷系数K。由教材表10-2查得使用系数&=1;根据 m/s , 7级精度, 由教材图10-8查得，动载系数K=;直齿轮KhKf1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh;由b , Kh 查教材图10-13得Kf h故载荷系数K KAKvKh Kh 1X X 1X =6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有. K1.5587 _d1 d1t 3 41.883 3 =1： Kt 1.37）计算模数mm1d1乙44.49524按齿根弯曲强度设计按教材式（10-17

12、）试算，即（1）确定计算参数h=K=d1 =m1 =1）由教材图10-20 c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（T FE1=500MPa大齿轮的疲劳强度极限 （T FE2=380MPa2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=, Kfn广;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=,则有K FN1 FE1fi= s看 303.75MpaK FN2 FE2f2 s0.88 380 238.86MPa 1.4MPaF2 =K=6）计算大、小齿轮的YFaYSa-并加以比较。fYFa1YSa12.65 1.58fi303.57YFa2YSa2F22.16 1.81238.864）计算载荷系数

13、K=KaKvKf Kf =1X X 1X =5）查取齿形系数和应力校正系数由教材表10-5用插值法查得YFa=； YFa2=； Ysa1=； YSa2=小齿轮的数值大。（2）设计计算m12 1.518 305601 2420.01379 =m= mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的 m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值，而齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m=,已可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 &=来计算应有的齿数。于是由r di 44.495乙 =m11.5Z1=30取 Z1二30,则 Z2=i 1Z二X 30=,取

14、 147 oZ2=147几何尺寸计算（1）计算大小齿轮的分度圆直径d1 =Z1 m1 =30X =45mmd2 =Z2 m1 =147X =（2）计算中心距d尸45mmd2=a1 =( d 1 + d 2)/2（3）计算齿轮宽度a1 =135mmbdd1 1 x 45=45mm圆整后取 B2=45mm, B=50 mm第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）B1=50mm选定齿轮类型、精度、材料及齿数B2=45mm低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动;精度仍选为7级；为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮类型：材料仍选用硬度为280 HBS勺40Cr（调质），大齿轮为硬度直齿

15、圆柱齿轮240 HBS的45 （调质）；仍初选小齿轮齿数 乙=24,材料：大齿轮齿数 乙宣2乙=* 24=90小齿轮按齿面接触强度设计280 HBS试算公式：40Cr（调质）(KT2 i21Ze 2d1t 2.323?() di2H大齿轮240 HBS（1）确定公式内各计算数值45钢（调质）试选载荷系数K =;小齿轮传递转矩T2=1 N- M, 1 d=1； Ze=2 ；应力循环次数：8Ni 60n2jLh 60 196.7 2 8 8 356 = X 10zNi5.514 108不N2 =x 10；i23.75小齿轮的接触疲劳强度极限/iim=600MPa大齿轮(THlim=550MPa接触

16、疲方方叩系数：KhN=, K HN2-.取失效概率为1%,安全系数S-1, 计算得接触疲劳许用应力r 】Khn1 Iim1 1.05 600 公”办H 1 -630MpaS1h2 Khn2 1m2 -X550-616MPa S(2)计算1)小齿轮分度圆直径1.3 143370 3.75 1189.8 2d1t 2.32 V()-113.756162)圆周速度d1t n264.205 196.7-s60 100060 10003)内竟bdd1t1 x -/物d1t64.205模数mt- mm乙24齿高h-xm-x- mm宽图比-hH11-630MpaH 2-616MPad1t -v-sb=K/=

17、;直齿轮 Kh Kf ; Ka=1; KhKf4）载荷系数。mt =5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径h=d1 d1t3 I -1K6）计算模数d1 m -Zi68.305 mm =24则 K KaKvKh Kh按齿根弯曲强度设计K=设计公式:2KT2 (YFaYsa2 dZlf（1）确定公式内各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限(TFE1=500MPam=大齿轮的疲劳强度极限6FE2=380MPa弯曲疲劳寿命系数Kfni=, &N2=；载荷系数KKaKvKf KfYFa1=, YFa2=； Ysa1=, Ysa2=； S=；计算弯曲疲劳许用应力:K FN1 FE1F1= S0.

18、88 5001.4K FN 2 FE2F2= s0.9 380=Mpa1.4YFa1Ysa12.65 1.58fi314.2YFa 2YSa2 F 22.21 1.78244.29大齿轮数值较大F 1 =F 2= Mpa(2)设计计算2 1.529 147500I21 2420.0161 = mm取m=,则小齿轮齿数d168.305 乙一二取 Z1=28m 2.5大齿轮齿数 乙=i 2Z1=X 28=105几何尺寸计算(1)分度圆直径d3z1m 28X=70mmm=d4z2m 105 2.5(2)中心距a2d3 d470 262.5 =mm22齿轮宽度dd11 X70 =70 mm取 B=70

19、mm B3=75 mm5装配草图轴最小直径初步估计高速轴材料40Cr（调质），硬度为280HBs由教材表15-3取Ao=105P _.1 3.1一d AoR， 105 3i= mm 取 22mmn1960中间轴材料40Cr(调质)，硬度280HBs由教材表15-3取Ao=110Z1=28Z2=105d3=70mmd4=a2=B3=75 mmB4=70mmK12 963d2 43 上 110 3|-=取 30mm n n21 196.7低速轴d 1=22mm材料45钢调质，硬度250HBs由教材表15-3取A0=110(P3i12.836,d3A03 110 3=取 40mm5 52.5联轴器初

20、步选择d 2 =30mm由教材表14-1查得工作情况系数K=计算转矩 T C1=KT1 =X = N MTC3=KC 3-3 = X = N M3d 3 =40mm高速轴选梅花形弹性联轴器，由设计手册表8-8得联轴器型号为LM4JB38 60YB22 52低速轴选滑块联轴器，根据设计手册表8-9得联轴器型号为T c1 = N - M、=N - MC 3WH7J140 847J140 84轴承初步选择第一次放大第二次放大高速轴26mm30 mm中间轴33mm35mm低速轴46mm50mm根据以上数据，高速轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7006C;中间轴用角接触球轴承，查手册表6-6

21、得轴承代高速轴7006C号为7007C;低速轴用深沟球轴承，查手册表6-1得轴承代号为中间轴7007C6010。键的选择低速轴6010高速轴：输入联轴器连接键：6 X 6 X 32中间轴：大齿轮连接键：12X8X32低速轴：大齿轮连接键：16X10X 50输出联轴器连接键：12X8X70材料都为Q275A润滑方式选择轴承润滑方式选择高速轴 dn=22800mmr/min ,中间轴 mmr/min，低速轴 dn=2625 mm r/min。都小于160000。所以选用脂润滑。润滑剂由手册表 7-2查得用通用锂基润滑脂ZL-1。齿轮润滑方式选择齿轮采用浸油润滑。圆柱齿轮浸入油的深度最低约一个齿高，

22、 但不少于10mm最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶 到油池底面的距离30mm6.减速器箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系结果（mm箱座壁厚+3=> 88箱盖壁厚61+3=> 88箱盖凸缘厚度b16 112箱座凸缘厚度b612箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df+1220地脚螺钉数目na<250,n=4 ; a>250500,n=6, a>500 时，n=84轴承旁联接螺栓直径di16盖与座联接螺栓直径d2df10连接螺栓d2的间距L150 200150轴承端盖螺钉直径d3df8视孔盖螺钉直径d4df8定位销直径dd28di d2 df至外箱壁距离C表 1

23、1-2C1f=26Cn=2202=16df d2凸缘边远距离G表 11-2Gf=24C21=20C22=14轴承旁凸台半径RC2i20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LiC+G+(5 10)47铸造过渡尺寸x,y表 1-38x=3y=15大齿轮顶圆与 i> 610Ft12T12 30-56 103 = Nd145F NH=Mh = N , mmFr1 Ft1tan1358.2 tan 20 = N受力分析:由轴的结构图得:L 1=134mm L 2=F NV=FnV2=F NH1（ L1FNH 2（L1L2）匕2L2）证Mv = N , mm

24、M1 =53770 N-得： F NH= F NH2=弯矩 M h=FnhiLi= n mm铅垂面：由FnV1（Li L2）Ft1 L2FnV2（LL2）Ft1L得：F NV= F NV2= N弯矩 M V = FNV1L1 = N - mm总弯矩 M 1=M H2 Mv2 =53770 N - mm扭矩 T 1=30560 N - mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取 aca2oM1（T1）2=21MPa=21MPa ca安全水平面：由之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得-i 70 MPaca< 1,故安全。中间轴受力分析及强度校核如图大齿轮受力:Ft22T2d22

25、 143.37 103220.5Ft2Fr2Fr3 =Fr2Ft2 tan1300.4 tan 20 =小齿轮受力:F NH=Ft32T22d3143.37 10370Fnh=Fr3Ft3 tan4096.3 tan 20 =.受力分析:由轴的结构图得:Li= , L 2=70mm L 3=52mm水平面:Fnv=Fnv=M 21 .=203621N - mmM 22 =159989N - mmca =安全Fnhi(Li L2 L3) Fr3(Li L2) Fr2L3Fnh2(L L2 L3) FJF,2(Li L2)得： F NH= F NH=弯矩 M H1=FNH1L1=-54393 N

26、- mmMh2=Fr3I_2+Rh(Li+L2)= N- mm铅垂面：F NV 1( LiL2L3)Ft3 ( L2L3 )Ft2 L3FNV 2 ( LiL2L3)Ft2 (LiL2)E3L1得： F NV= F NV2=弯矩 M v1 = FnvL=196222 N- mmMv2=E3 L2Fnv<Li+L)= 122434 N- mm22总弯矩 M 21 .= v'M Hi Mvi =203621 N - mmM22=JMh22 MV22 =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 a =.M212( T2)2c

27、a =W之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得_1 70 MPaca< i,故安全。低速轴受力分析及强度校核Fr4=1431N如图所示,齿轮受力为:一 2T3 t4 =d42 515880 一=3931N262.5r4 = F t4tan a=3931xtan20 =1431N由轴的结构图得:L 1=L 2=123mm受力分析水平面:F NH1( L1FNH2(L1L2)L2)nh2=弯矩 MH =FnhLi=61164 N- mm垂直面:Fnvi(LiFNV 2 ( L1得：F nv=2565 NF nv2=1366N弯矩 m v=FnviLi=168008 N- mm

28、总弯矩：M3.,M2_ _2h M v =178795N - mm扭矩 T 3 =515880 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取 aca2_2(T3)此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得-i 60 MPaca< 1,故安全。8轴承寿命计算高速轴寿命计算FnH=FNH2=NFnv=2565NFnv2=1366NM 3 =178795N - mmca =安全高速轴轴承为7006c由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：C=轴承受到的径向载荷：F =F =F=F =1 ri 1 NV11r2 1 NV 2派生轴向力为：取e=Fdi=eFri= N Fd2=eFr2= N两轴

29、承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0o因为Fae+Fd2>Fd1,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松。所以轴向力：Fa1=Fae+Fd2= NFa2=Fd2= N7006c轴承判断系数e=0FL 1.04 >eF2Fr1Fr2由教材表13-5得动载何系数：X 1=, Y 1 =X 2=1, Y2=0由教材表13-6取fp=当量动载荷P1=fp(X1Fr1 +YFa1)=P2=fp(X2Fr2+YFa2)= N因为Rv%所以以轴承2作为寿命计算轴承。球轴承e =3106 C 3Lh()3=48507 h60nl P2Ly=n二年>2年2 8 365所以寿命满足使用

30、要求。Fr1 =Fr2 =P1 =P2= NLy =年合格Fr1 =中间轴寿命计算中间轴轴承为7007c由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：C= kN轴承受到的径向载荷：F =F =F=F=1 ri 1 NV11r2 1 NV 2派生轴向力为：取e=Fdi=eFri= N Fd2=eFr2= N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0o 因为Fae+Fd2<Fd1,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧。 所以轴向力：Fa1= F d1 =Fa2=Fd1-Fae= N7007c轴承判断系数e=0F1F2>eFr1Fr2由教材表13-5得动载何系数：X 1=1, 丫1=0X 2=, Y2=由教材表13-6取fp=当量动载荷P1=fp(X 1F1+YFa1)= NP2=fp(X 2Fr2+Y2Fa2)= N因为P1>F2,所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承e =3106 C 3Lh( )3=16765 h60n2 P1LY=1二年>2年2 8 365Fr2 =R= NP2= NLy =年合格F r1 =2565N所以寿命满足使用耍求。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：C=22kN轴承受到的径向载荷：F”=Fnvi=2565NF,2=Fnv2=1366N派生轴向力为：取e=Fdi=eFM =949NF