同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计设计题目： 同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器设计者：梁俊峰班级:09机制3班学号：4指导老师：迎春时间:目录一、 传动方案的拟定及说明5二、 电动机选择5三、 计算传动装置的总传动比并分配传动比 7四、 计算传动装置的运动和动力参数 8五、 传动件的设计计算 错误！未定义书签。六、 齿轮减速器设计 错误！未定义书签。七、轴的设计计算25八、轴的校核30八、滚动轴承的选择及计算 35九、键联接的选择36十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件选择 37十一、联轴器的选择 73十二、润滑及箱体方式的确定 34十三、设计小结38十四、参考资料40十五.CAD画的图 41课程设计的内容设计一

2、用于带式运输机上的同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计 计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。 机构示意图1电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输机课程设计的要求和数据1 1t1伐1XZ 11 11 1已知条件：1 .运输工作力：F=2600N2 .运输带工作速度：v=1.3m/s3 .卷筒直径：D=350mm4 .使用寿命：10 年；5 .工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳。运输带允 许的速度误差为3%设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减

3、速和两级 圆柱齿轮传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传 动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷 筒的转速nw，即60 1000V60 1000 1.3nw70.99635r / min兀D兀沃350一般常选用同步转速为1000r min或的电动 1500rmin机作为原动机，根据总传动比数值，可采用任 务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱直 齿轮传动。二、电动机选择1. 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S-4系列 三项异步电动机。2. 电动机容量nW =71 r/miP= 3.43kWPd = 4.0kWia

4、=20.28i = 2.5i2=2.5i3=2.5n0=1440/mi n n 广576/mir n q=576/min n=230.4/min 血=70.9r1/min r卷筒=70.91/ minP0 = 4kW Pl=3.84kW= 3.80kW= 3.65kVPiv = 3.51kw p 卷筒=3.44 kw1、卷筒轴的输出功率P w设计计算及说明结果T = F 汉 D 2 灯1000 =455cTnw60Tv455x70.99625PW = 3.38kw9550% 9550兀 D %9550T0 = 26.53NT厂 63.67N2、电动机输出功率P d“T” = 63N m传动装置

5、的总效率=3町叱5T172.24式中口1 0.99联轴器效率；_=0.99轴承传动效率（球轴承）；G = 472.721T卷筒=463.35 0.97齿轮的传动效率，齿轮精度8级；3 0.96卷筒的传动效率；da =100亦则y =0.992 汇0.994乂0.972 汉0.96 = 0.85F =P = 3=3.98kw故鴉0.85V=7.543、电动机额定功率Peda=500m选取电动机额定功率Ped =4kld =16004、电动机的转速mm查有关手册，取V带传动的传动比范围k=24，二B带取4级圆柱齿轮减速器传动比一840 ,则总传动比合理范根.围为iah6160，故电动机转速的可选范

6、围：F0=144Nna=ia n =（16160） 5=1136 360r/minfp=1103.mmmd m5N m根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出一种使用7N9N, =1.66x10电 动 机 型 号额定功率Rd(KW)电动机转速r/min传动装置传动比Y132S44同步满载总传动比V带减速器1500144020.282.5I1I22.52.5的电动机型号，此种传动比方案如下表:三、计算传动装置的总传动比并分配传动比nm la 1）总传动比 n144043.68= 20.282)分配传动装置传动比：|a =|0 1式中，i0，i分别为带 传动和减速器的传动比。为使V带外廓尺寸不致过

7、大，初步取|0=2.5 (实际 的传动比要在V带设计时，由选定大小带轮标准直径之QN2 =0.46如09&hi 】=lOOOMpa S 】 = 1000MPaa= 135m = 2z, = 32z2 = 103v = 1.49m slJ =27.2622% =22.3141:=1.78比计算)，贝y减速器的传动比:Io32.972.5= 8.11273)分配减速器的各级传动比。按同轴式布置，I 12，则Il，12 = 1 =2.5四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：I轴、H轴、皿轴。各轴转速为电动机轴:n0 二 1440 r / min巧=

8、390.75PacF353.57 MPa f2 =252.43MPaI轴:II轴:皿轴:14402.5= 576r /minn = n【=576 r / min汁栄二230.4n = 3 = 70.91 r / minIV 轴：i2卷筒轴:n卷筒二 n 即二 70.91 r / min2、各轴输入功率乙=32Z2 =103m = 2mmdj =70d2 = 65da1 = 74da2 =206d f1 = 65df2 =201a = 135d = 70b2 =64Ft2 =1335.7N电机轴:Po =Ped =4kwI轴:=Po 01 = R 1 = 4 0.96 = 3.84kwII轴:=

9、Pi 12 = 3.84 0.99 = 3.80kw皿轴:P-P 23 = 3.80 0.99 0.97 = 3.65kwIV轴:Piv = Pm 34 = 3.65 0.99 0.97 = 3.51kw卷筒轴.Pv = P|ii ，45 = 3.51 0.99 0.99 =3.44kw3、各轴输入转矩T(N?m)Ped4T0 =9550=955026.53N m1440nmI轴输入转矩:P3 84Ti = 9550二955063.67 N mnz576I轴输入转矩:p3 80T =9550= 955063 N m11nn576皿轴输入:T =9550 P =95503.65172.4N m1

10、58.68Tv = 9550 江 乩=9550 況 = 472.72 N mnv43.71卷筒轴输入转矩:3 44T卷筒=955070.91 =46336N m卷筒将计算结果汇总列表备用。Fr2 =486.2N13 35.7NMc=448.20N mm乙=33Z2 =83m = 2.5mmg =70d2 =75da1 = 70da2 =203df1 =75df2 = 207a = 135d = 70b2 =64设计计算及说明结果轴名功率P(kW)转矩T(N m)转速n(r/ mi n)传动比i效率n电机轴426.5314402.509I轴3.8463.6757610.9!)II轴3.80635

11、762.509III轴3.65172.24230.42.509IV轴3.51472.7270.91卷筒轴3.44463.3670.912.50.96五、传动件的设计计算设计带传动的主要参数：已知带传动的工作条件：两班制（共 16h）,连续单向 运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=4kw小带轮转 速ni440r/min 大带轮转速n576r/min，传动比设计计算及说明结果h =2.5。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按5选择了 V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率 Pa:Pa二Ka

12、p =1.3ykw = 5.2kw2）、选择V带型 根据pa、ni由机械设计选择普通B型带。3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径 dd，取小带轮基准直径da OOmm（2）验算带速v兀 dd, ni兀 x 100 0440,“ 一，vm/s 7.54m/s60 勺 00060 勺 000因为5m/s10.55m/s 120包角满足条件(6)计算带的根数单根V带所能传达的功率根据 ni=i440r/min 和 dd1 =100mm用插值法求得Po=1.32kw单根v带的传递功率的增量 Po已知B带，小带轮转速ni=i440 r/min得 P=0.17kw计算B带的根

13、数包角修正系数=0.95带长修正系数kL=0.99Pr=( P0+A p0)x k： X =(1.32+0.17) X 0.96 X0.99=1.4161KWpcZ= Pr =5.2/1.4161=3.67 故取 4 根.(7) 计算单根V带的初拉力和最小值P 2 5F0=500 店況亠-1 +qv2=144Nvz角丿(8) 计算带传动的压轴力FpFp=2ZFsi n( 1/2)=1103.7N(9) 带轮的设计结构A. 带轮的材料为:HT200B. B带轮的结构形式为：腹板式.设计计算及说明结果六.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传

14、动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为 般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4.选小齿轮齿数K - 23 ，则大齿轮齿数z2 =igi =23 汉 2.85 = 77.9取 z2 = 801）.按齿轮面接触强度设计1.设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即di2.32KTl -U 1( Ze )2 tV d u h1.确定公式内的各计算数值1. 试选载荷系数K = 1.3。2

15、. 计算小齿轮传递的转矩9.55 106P4T1 -= 2.381 104 N mmn3. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数“ d J4. 由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8. MPao5. 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的 接触疲劳强度极限=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限D H lim 2 = 550MPao6. 计算应力循环次数N 60n jLh = 60江 960沃仆 365江 2 況 8江 10 = 3.364江 10N2 二 N1 二 7.203 108 i7. 由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数Khn =.9O .

16、 Khn2 = 958. 计算接触疲劳许用应力设计计算及说明结果取安全系数S=1K HNH lim 1Sh 1 0.90x600MPa 540MPaS.q-bH】2 HN2 Hlim2 0.95x550MPa 522.5MPaS2.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径dlt，代入.确定公式内的各参数值设计计算及说明结果1.由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fiimi=580MPa ；大齿轮的弯曲强度极限f lim 2 = 380MPa .2.由机械设计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni = 088Kfn2 =0933.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力

17、修正系数Yst =20,得Ky q1FN1 st FE1AQC；Q c；7l/IDnGf 1 55U 、U.88/1.4 35357IVIPaSkV q.集合尺寸设计设计计算及说明结果1.计算分圆周直径di、d2=32x 2= 64mmd2 = z2mi = 103江 2 = 206mm2.计算中心距dq + d2a= 1 2 2 二(64+206)/2 = 135mm3.计算齿轮宽度b = ddq = 1 汇 64 = 64mm取 B2 = 65mm B1 = 70mm3.轮的结构设计小齿轮米用齿轮轴结构，大齿轮米用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d =53mm轮毂长度1和齿

18、宽相等1 = 45（mm）轮毂直径 D1 =178（mm）轮缘厚度60（mm）板厚度 ch4（mm）腹板中心孔直径D。FOgm）设计计算及说明结果腹板孔直径do =2（mm）齿轮倒角取n =2（mm）六.低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软 齿轮面闭式传动。2. 运输机为 般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （GB10095-88）。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4. 选小齿轮齿数玉=33，则大齿轮齿数乙呼妙2

19、.582.1取乙=832）.按齿轮面接触强度设计1. 设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根 弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即设计计算及说明结果d 、OqJKT3 U*1Ze 2 d3 2.323 1，()、 dUa H 1).确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数K1.2。2.计算小齿轮传递的转矩T 一955。*4n丨3 9.96、iu n mmn)I3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数d 。4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa05.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限九讪=580MPa ；大齿

20、轮的接触疲劳强度极限6佃2 =550MPa06.计算应力循环次数N3 =60gijLh =60沃 202.22汉 365汉 2汉12沃10 =1.010N38N4 =. 3 =0.42X0 n7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数设计计算及说明结果Khn3 =0.96 ； Khn4 =0.98； 。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1K-c550MPa=539MPa S2.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径d3t，代入Bh中较小的值。d t 2.320 山(-)2 = 75.57mm 忆 u h2. 计算圆周速度v。/心3小口i 75.5 汉 202.11 crcc厂 /V =0.798

21、5m S60X00060X000计算齿宽bb = $dd 3t = 1 汇 75.57mm = 75.57mm计算齿宽和齿高之比b/hmt-1 -mm 2.5mmZ133h =2.25mt =2.25 3.065mm = 6.896mmb 75.57h 6.8963. 计算载荷系数K查表10-2得使用系数心=1.0；根据V = 0.692m s、由图 10-8得动载系数Kv =1.10直齿轮K- =K = 1 ；由表10-2 查的使用系数Ka查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮 相对支承非对称布置 =1.423由 b/h=9.33 K=1.423由图 10-13 得 KfT.35故

22、载荷 系数K=KaKvK 出Kj1 j10 1 匸4235654. 校正分度圆直径d1由 机 械 设 计，d3 = d3t / Kt = 75.57 汉 V1.565/1.3m = 82.48mm5. 计算齿轮传动的几何尺寸1. 计算模数m二 d3 / z3 二 82.48/33 二 2.48mm2. 按齿根弯曲强度设计，公式为32KT3 YFaYsa讥计融（瓦Tj1.确定公式内的各参数值1. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强设计计算及说明结果度极限F吹=480MPa ；大齿轮的弯曲强度极限oim4 =400MPa .2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K fn 3 =

23、092Kfn4 =0943.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Yst =2.0,得 - Kfn3YstfE3 _ 5000 92 /1 4 576 MPaL F 3 500 0.92 /I.4 - 5761 VIPaSK Yd訂4 = FN4 ST FE4 =380汇 0.94/1.4 =290MPa S4.计算载荷系数KK =KaKv KfqKf旷仆 1.10.35 = 1.4855.查取齿形系数YFa3、丫Fa4和应力修正系数丫Sa3、丫Sa4由机械设计表查得YFa3 一彳76 ； YFa4 一彳26 ；Ysa3=1.56 . Ysa4 =1.764YFaYs

24、a6.计算大、小齿轮的 2訂并加以比较；YFYsa= 0.0075Sb设计计算及说明结果YfYsm0.0076Sb大齿轮大7.设计计算3 1.485 32m 0.015625mm = 2.3mmV1x212对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术m2大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决疋的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值m2=2.5mm接触强度算得的分度圆直径d3=70.626mm算出小齿轮齿数d375.57“Z3 3 止 32.5厶3m22.5大

25、齿轮24引护3 = 33汉2.5 = 83取z? =100这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计设计计算及说明结果1.计算分圆周直径di、d2d3 = z3m2 = 33汇 2.5 = 82mmdq = z4m = 83汉 2.5 = 198mm2.计算中心距pl+ Na，=(82 十 198)/2 = 135mm3.计算齿轮宽度b = dd3 T 江 70 = 70mm取 B2 = 70mm= 75mm。3.轮的结构设计大齿轮米用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d =48mm轮毂长度1和齿宽相等1

26、70(mm)轮毂直径Dr = 1.6d = 1.6 X 48 = 76.8(mm) 取 Dr = 76(mm)轮缘厚度6=10(mm)腹板厚度 c=22(mm)腹板中心孔直径D154(mm)腹板孔直径do=24(mm)齿轮倒角取n = 2(mm)七、轴的设计计算一、高速轴H轴设计1、 轴的材料取和高速级小齿轮材料相同，45,调质 处理，取A =1182、初算轴的最小直径dmin -A。3 P =118 3 3.80 =20.98H nV 576首先确定各段直径A段：有键槽，则轴应放大，取d =10r dmin =34，由于 和联轴器配合，根据所选联轴器为弹性柱销联轴 器LX2,查表取 d1 二

27、21设计计算及说明结果B段：d2=34,（取轴肩高h=3）C段：d3=40,和轴承（深沟球轴承 6208）配合，取轴承内径D段：d4=46,（取 R20系列）E段：d5=80,（取轴肩高h=3）F段，d7=46,和轴承（深沟球轴承6208）配合，取轴承内径3、确定各段轴的长度A段：匚=65,由联轴器确定。B段：l2=20,考虑轴承端盖取42C段：L3=25,和轴承（深沟球轴承6208）配合，加上轴套长度D段：L4=26mm,由小齿轮宽度确定E 段：65F段：l6=25和轴承（深沟球轴承6208）配合根据以上方法可以分别确定剩下的两个轴的尺寸二、皿轴L1=26 丄2=53, L3=11 丄4=1

28、0 ,L5=36 , L6=26, L7=10 di =21,d2 =27,d3 =33,d4 = 39,d5 =33,d6 = 27（在实际图纸设 计时发现F段较粗必须做成齿轮轴，实际中E段轴肩没 有）三、IV轴話 L5L&L7L1腔圧L1=63, L2=25 , L3=80 ,L4=20 ,L5=15, L6=8, L7=10d1 =18,d2 =24,d3 =80,d4 =36,d5 =30,d6 =24,d7 =18八、轴的校核通过分析，皿轴受力最复杂，较危险。一、轴受力分析：皿轴:大齿轮处:圆周力:月172240 34.8N d121径向力：Fr1=Ft1 tan= 865.85N小

29、齿轮处:圆周力:Ft221- 2 172240 =8632Nd270径向力.Fr2 二 Ft2tan，= 3141.80N二、.轴的校核:选皿轴校核。1、水平面:轴受力图如下:131211 -FtiJI水平支承反力:Fni Fn2 二 Fti Ft2 =11010.9 2378.90h 863212 =I3FN2 其中 157.5,1128.5,1186FN1 =4311.98N则有：Fn2 =6698.92N水平受力和弯矩图（单位N mm）:垂直受力：_inF1211弯矩图:合成弯矩图:转矩图:当量弯矩：由于扭转切应力为脉动循环变应力取 Mb0.6、.0b贝y. Me = Jm 2 +&T)

30、2 叙448.20N mm设计计算及说明结果查表得：45号钢5640Mpa查表得：2 -1b =59Mpa （插入法）则：Meac 一W448.20 = =49.19Mpa c59Mpa0.1 汶45故轴的强度足够。八、滚动轴承的选择及计算轴承寿命校核：选用轴承：II轴：深沟球轴承6208III轴：深沟球轴承6008IV轴：深沟球轴承6013（1）对轴承6208校核：查手册B=18D=80基本额定动载荷：C=29.5kN3n| =576r / minl 2Tff 2 汉63000”Fr=Fttan20=789NFt 一-2167.75N，d250P =Fr =789N设计计算及说明结果L, =

31、 106 9 I60nn IP2 丿106勺9.50八3seex-1512381 32h60x576 1789 丿L=10 年满足使用要求。(2)对轴承6008校核。查手册B=15D=68基本额定动载荷：Cr 17kN -3nin =230.4r/minP = Fr =982.6N106 Cr 吟Lh - 54393h60niii IP 丿L=12年满足使用要求。(3)对轴承6013校核。查手册B=18D=100基本额定动载荷：Cr 32kN客-3= 70.91r / minP =Fr =2891.6N106 C *Lh -r 1 -51677.7h60niii IP 丿L=11年满足使用要求九、键联接的选择和联轴器LT8连接的键d = 55mm选用A型普通键bx h=16x 10长度L=112mm和皿轴大齿轮连接的键d=45mm选用A型普通键bx h=14x 9长度L=50mm和IV轴大齿轮连接的键d=71mm选用A型普通键bx h=20x 12长度L=56mm十、减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动 件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封的重要零 件。十一、润滑及箱体的设计方式的确