二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书范例

1、文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持机械课程设计说明书姓名：班级计算及说明结果-29 -第一章设计任务书§1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、原始数据输送带的有效拉力F=2000N输送带的工作速度v=1.55ms输送带的滚桶直径d=280mm3、工作条件两班制工作，空载启动。载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示§1电动机的选择1 .电动机容量选择Pw 3.1kw根据已知条件由计算得知工作机所需有效

2、功率pv20001.55Pw3.1kw10001000设：轴对流滚动轴承效率。轴=0.99计算及说明01 为齿式联轴器的效率。01=0.99为8级齿轮传动的效率。齿=0.97筒输送机滚筒效率。筒二0.96估算传动系统的总效率：0.86Pr3.6kw24224201轴齿筒0.990.990.970.960.86工作机所需的电动机攻率为:Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。PmPr,因此综合应选电动机额定功率Pm4kw2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速nw60vD60 1.55300 3.1482.8r min口 力杀万型号额定功率同步转速满载转速总传动比IY160

3、M 411.0KW1500146024.31RY160L 611.0KW100097016.01方案比较通过两种方案比较可以看出：方案R选用电动机的总传动比为15.99,适合于二级减速传动，故选方案II较为合理。 Y160L- 6型三相异步电 动机额定功率为11.0kw,满载转速为970r/min,电动机中心高 H=160mm轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：nw 82.8 r mii144082.8D=42mmE=110mm§2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：17.39.1i1213T1.317.394.75i2317.393664.753.66传动系统各传

4、动比为:i17.39i124.75i233.66计算及说明ioi1,ii24.75,i233.66,i41§3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴n01440rminp03.6kwT09550巴95506-23.87N?mn014401轴减速器中间轴n1nl1440r/minp1p0013.60.993.59kwi01T1T0i010123.8710.9923.63N?m2轴减速器中间轴n1440.n2303rminp2p1123.590.96033.44kwi124.75T2T1i121223.634.750.96030.97104.

5、52N?m3轴减速器低速轴e303一%82.79r；mini233.66p3p2233.440.96033.31kwT3T2i2323104.523.660.9603368.50N?m4轴工作机n4n382.79r/minP4P3343.310.98013.24kw计算及说明结果轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速:1440144030382.79P82.79功率3.823.593.443.313.24转矩23.8723.63104368360联接、传动件联轴器齿轮齿轮;联轴器传动比14.753.661传动效率0.990.96030.96030.9801T4T0343436810.9

6、801360N?m(单位：nr/min；PkW;TNm)各参数如左图所示第三章一、选定齿轮类型、精度等级、1)选用斜齿圆柱齿轮传动高速级齿轮设计材料及齿数。2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度(GB10095-88)3)材料选择。由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Zi=17,大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.75X17=79.75取Z2=80o5)选取螺旋角。初螺旋角为B=140§1按齿面强度设计即：d1t32ktT1?u1(ZHZE)2daUH1)确定公式内的各计算数值(1)试选Kt=1.

7、6(2)由文献【一】图10-30得Zh=2.433(3)由文献【一】图10-30得:(4)计算小齿轮传递的转矩a10.725;a20.87aa1a21.595554.T195.5105XP1/n1=95.5X10X3.59/1440=2.5X10NmT1=2.5X103Nm计算及说明文献【一】表10-7得:(6)文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数ZE189.6MPa12由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1600MPa；大齿轮的疲劳强度极限Hlim2550MPa。(8)设每年工作时间按300天计算109N160n1jLH609701(2830010)2.7965N

8、22.79651094560.6110944.56(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn10.91；Khn20.95(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1。H1H2KHN1?Hlim1SKHN2?Hlim2SH1H220.9600MPa540MPa0.95550MPa465.02MPa502.51MPa2)计算(1)小齿轮分度圆直径ditd1tq21.62.510334.75111.5954.752.433189.8531.25)235.83mmdit35.83mm(2)计算圆周的速度:d1tn35.8314402.76010006010002.7(3)计算齿

9、宽b及模数mntddt135.83mm35.83mmmntdt cos35.83 cos1402.045mm17mnt2.045m计算及说明H=2.25mnt=2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度0.318dZitan0.318117tan1401.35(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：Khb=1.41;Kfb=1.3;KH/Ka=1.4KKAKVKHaKH11.11.41.412.17(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1d1t23kk35属32.171.6mm(7)计算模数Mn39.

10、66mmd1cos39.66cos140“mnmm2.26mmZ1172.17mmd139.66mmmn2.26mm§2按齿根弯曲强度设计:mn1)确定计算参数(1)计算载荷系数K 2.002mmKKaKvKf11.101.41.32.002(2)根据纵向重合度1.35，从图10-28查得Y0.89Z,17计算当量齿数：Zv1337018.61coscos14Zv2Z23cos80_30cos1487.58Zv118.61mZv2 87.58m(4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFa12.97;YFa22.22(5)查取应力校正系数，由表10-6得：Ysr1.52;Ysa21.7

11、7(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6FE1=500MPa计算及说明大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa.(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4fiK FN1 FE1 F 2sK FN2 FE20.85 500 MPa 303.57 MPa1.40.88 380MPa 238.86MPa1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFa1 ySa1fi23732 0.01487YFa2 ySa2F 22.22 1.77 0.01645238.86大齿轮的数值大2 )设计计算m

12、n 3 2 2.002 2.5 产 0.89 cos2140 0.01645mm 1.44mm 1 172 1.595对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 Mn大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的法面模数，取 Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为 了同时满足接触疲劳强 度，需按接触强度极 限算得分度圆直径 d1=39.66mm来计算应有的齿数。于是由d d cos zi66.62 cos14025.86mn1.44mmmn2.5取乙1919则 Z2 Z32194.75 91Z2911)计算中心距a(ZiZ2)mn2cosg21132cos14113mm将中心距圆整为113mm2)按圆整

13、后中心距修正螺旋角计算及说明（ZiZ2）mn（1991）2仆”0arccosarccos13.232a2185因值改变不多,故参数a1,K,Zh等不必修正3 ）计算大、小齿轮的分度圆直径乙mn192Z2mn912d10-39mmd20187mmcoscos13.230coscos13.2304 ）计算齿轮宽度bdd1139mm39mm圆整后取B240mm;B145mm5）结构设计第四章低速级齿轮设计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，速度高，故用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（

14、调质），硬度为280HBS,二者材料硬差为40HBS。4）选取小齿轮齿数Zi=17,大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.66X17=62取Z2=62o5）选取螺旋角。初螺旋角为B=140§1按齿面强度设计即：d1t也？（辿）2ddaUH2）确定公式内的各计算数值（5）试选Kt=1.6（6）由义献【一】图10-30得Zh=2.433._/口a10.725；a20.89（7）由乂献【一】图10-30得：aa1a21.61513.230d139mmd2187mmB170mmB265mm计算及说明结果(4)计算小齿轮传递的转矩554.T295.5105XP2/n2=95.5X10X3.7818/1

15、440=25.0767X10Nm(5)义献【一】表10-7得：d1(6)义献【一】表10-6得：材料弹性影响系数Ze189.6MPa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。(8)设每年工作时间按300天计算_9N160n2jLH60212.721(2830010)0.6110N20.61109/3.510.17109(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni0.95;Khn20.96(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1oH1KhN1?Hlim10.95600MPa570MP

16、aSh2KHN2?Hlim20.96550MPa528MPahH1H2549MPa22)计算(1)小齿轮分度圆宜径d1tTi425.0767104Nd1t60.19mm:47321.6114.39103.661*.433189.8,2d1t3()60.19mmV11.6153.66549(2)计算圆周的速度：vd1tn160.193030.95m/601000601000/s(3)计算齿竟b及模数mntbddt160.19mm60.19mmv0.95mS计算及说明结果mditcos60.19cos140mnt3.435mmZi17H=2.25mnt=2.045mmb/h=60.19/7.7=7

17、.8(4)计算重合度0.318dZtan0.318117tan1401.35(5)计算载荷系数K根据v=1m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：Khb=1.422;Kfb=1.33;KH=Ka=1.4KKaKvKhhKh10.71.41.422.18(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1d1t3k60.19,1%6mm66.73mm(7)计算模数Mnd1cos66.73cos140cmnmm3.8mmZ117§2按齿根弯曲强度设计：mn3空二Cos?YaY范ddZ2f1)确定计算参数(1)计算载荷系数KKaKvKhhKf10.71.41.332.0

18、02(2)根据纵向重合度1.35，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.87(3)计算当量齿数：Zv1Z137018.61coscos14Z262Zv223“67.87coscos14mnt3.435mmH=2.25mmK2.18d166.73mmmn3.8mmK2.002Zv118.61Zv267.87计算及说明结果(4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFa12.89;YFa22.258(5)查取应力校正系数，由表10-6得：Ysr1.558;Ysa21.74(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2380MPa.(7)由图10-1

19、8查得弯曲疲劳强寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4fiKFN1FE1sKFN2FE2s0.85500MPa303.57MPa1.40.88380MPa238.86MPa1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFa1ySa1fi2.8821.5320.01464303.57YFa2ySa2F22.2601.7200.01644238.86大齿轮的数值大2)设计计算mn322.002114.391030.87cos21400.01644mm2.364mm11721.615对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大

20、于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=3mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由dcos60.19cos140Z119.46mn取Z119贝（JZ2乙i12193.6671计算及说明mnZ1Z22.364mm19714.几何尺寸计算1)计算中心距a(Z1Z2)mn(1971)031392 cos2cos140将中心距圆整为139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角(Z1Z2)mn(1971)30arccosarccos13.782a2139因值改变不多,故参数a1,K,Zh等不必修正3 )计算大、小齿轮的分

21、度圆直径Z1mn193Z2mn713d158.76mmd2219.59mmcoscos13.780coscos13.7804 )计算齿轮宽度bdd1158.76mm58.76mm圆整后取：B260mm;B165mm§3结构设计1、参考文献【一】第228页图10-392、以大齿轮为例在3号图纸上绘图3、图示可参考附录【一】a139mm13.780d158.76mmd2219.59mmB165mmB260mm§4斜齿轮各参数的确定名称符号高速1齿高速2齿低速1齿低速2齿螺旋角13.4013.4014.25014.250法面模数mn2.52.533端面模数mt2.572.573.

22、093.09法面压力角n200200200200端面压力角t20.5020.5020.6020.60法面齿距Pn7.857.859.429.42端面齿距Pt8.708.709.729.72法面齿顶图系数,*han1111法面顶隙系数*cn0.250.250.250.25法面基圆齿距Pbn7.387.388.858.85齿顶局ha2.52.533齿根高hf3.1253.1253.753.75法面齿厚St3.9253.9254.714.71齿顶圆直径da71.82308.2692.52308.82齿根圆直径df60.57297.0179.52295.82分度圆直径d66.82303.2686.52

23、302.82基圆直径db62.59284.0680.99283.46计算及说明结果§1中间轴的设计及轴承的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献【二】表15-3取Ao=112,于是得dminA03p2-1123.'3.481938.3mm。输出轴的最小直n2I82.79径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】附表E-2,根据轴最小直径38.3mm,可选标准轴球轴承的安装直径为40mm,即轴的直径为40mm,那么宽B=15mm.由文献【二】表5-2得d2=49.75mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm；考虑齿轮与箱体内

24、壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。Iab2(B2CK)Sb|1bh1172mmIacb2CKbh1248.5mm1BC1AB1AC1235mmIbdB2CKb|1258.5mm2、受力分析(如下页图示)2000T2d212000104.391871002.42Ndmin38.3mmFr1Fa1Ft1tanncos1tan200Ft1?tan11112.420457.43Ncos13.231112.42tan13.230287.6NFt2Fr2Fa22000T22000104.39N3893Nd2258.76tanntan200Ft

25、2?n-38930-539.16Ncos2cos13.78Ft2?tan23839tan13.780947.5N1AB172mmABlAC48.5mmIbc123.5mmlBD58.5mmFt11112.42NFr1457.43NFa1287.6NFt23839NFr1539.16NFa1947.5N§2中间轴的受力和弯矩图如下水平方向受力扭距图计算及说明结果3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图 由轴的水平面的受力图可得：Ft1l BCl ABFt2 lBD N 112.42 123.5 3839 585 224g.54N167M AXM DXRAXRBXBX2249.54N28

26、12.88NFt1Ft2RAXM BX 0；M CX112.42 3839 2249.54 2812.88NRAX Iac 2249.54 48.5 109102.69NRBxl 164553.48N mmBX BD弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图Fa1 1 2 Fr1 l BCFa22 2 F r2 lBDl AB607 303.26/2 953 162 2277 86.52/2 3355 69.5219mmM AXM DXRAY109102.69164553.48177.25N177.25N mmRByFr2 Fr1RAy941.5 457.43 177.25 306.

27、85N mmRBY306.85NMAyM By 0；M CY1RAY lAC 8596.625N mmM AYMby 0M CY2RBY l BCFr2l CD21980.375NmmM AY8596.625NmmM DY1RAY l ADFr1l CD17950.725N mm轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。RA. rAxrAy2256.5NM CY221980.375N mM DY117950.725NmmRA2256.5N计算及说明结果Rb.R2XRBY2829.57N(轴向力Fa1、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用内端固定式组

28、合方式，故轴向力作用在轴承A、B上)Rb=2829.57MAMB0MeiM C2,M CX M CY1、269OO5.82 ( 120441.1)2i269005.82 70098.62 277989.09N mm294737.47N mm合弯矩 大小左侧所示ABMdi-MDxmDyi,.469861.72272007.62542916.3NmmMD2mDxmDY2469861.7281467.92476872.1Nmm弯矩图如上图所示6、轴的初步计算经查资料轴的材料为45号钢调质处理b637MPa,158.7MPaded D3 10：mC ( T)2 ；3 1O.mD ( T)249.07

29、mm49.36mm此处开有一个键槽时，直径增大4%,所以de 51.03mmdD 51.33mmD=65mm7、轴的结构设计按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径：dd(0.30.35)ac(0.30.35)11333.939.55mm由文献【二】表5-1,取减速器中间轴的危险面直径d=65mm.轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小)8、键的选取：由文献【二】附录G可得:bxh=18X11,轴:-0.0430毂：±0.0215;深度：轴：7(0-0.2)，毂:4.4(00.2);半径：r=0.250.40计算及说明结果§3高速轴的设计及联轴器

30、的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献【二】表15-3dmin 23.5mmdmin11223.5mm 。取A0=112,于是得输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、初步选定联轴器和计算转矩：Tca=KAT1由文献二表14-1得Ka=1.3;Tca=1.3X87330=113529Nmmd1=25d2= 30mmd3=35mmd4=40mmd5=46mm查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm；半联轴器的孔径d=25;半联轴器长度L=62mm；毂孔长度L1=44mm。由文献二表5-2得：d1=25时，d2=d1+3.1c=25+3.1X1