二级展开式直齿轮减速器设计最新可直接编辑讲解

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6

2、3 .运动和动力参数计算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

3、命计算269 .键连接强度计算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。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

4、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(AutoCAD)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准

5、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=3.4kw6=0.95工作机所需功率Pw(kw)为Pw=-Fv-=2500M.3=3.4kw1000%1000X0.95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4=0.97轴承采用球轴承(稀油?闰滑)。=0.99高速级用弹性联轴器用=0.992低速级用滑块联轴器“4=0.98总效率4=92423%”4=0.972X0.993X0.992X0.98=0.89-P电动机所需，作功率Pd(kw)为Pd=/=3.4/0.89=3.8kw1

6、.2确定电动机转速卷用由工速60X1000V=62.10加小uD二级圆柱齿轮减速器传动比3i1V53i2l,TTrF)dZ1二f（1）确定计算参数1）由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限cFE2=380MPa；2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85,Kfn2=0.88;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有h=3.926mmK=1.5587d1=44.495mmm=1.854mm二f1=303二fi=KFN1二FE1S0.855001.4=303.75MPa.75MPa-f2=238.86MPaK

7、=1.518YFa1YSa12.651.58二F1303.57=0.01379YFa2YSa22.161.81二F2238.86=0.011973KFN2CFE20.88380_1f2238.86MPaS1.44）计算载荷系数K=KaKvKf.Kf:=1X1.1X1X1.38=1.5185）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YFa1=2.65;YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.816）计算大、小齿轮的YaYa并加以比较。二f小齿轮的数值大。(2)设计计算m=1.31mmmi321.5183056012420.01379=1.31mmm1=1.5mm对比计

8、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m1=1.5mm,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d1=44.495mm来计算应有的齿数。于是由d1m144.4951.5=29.6Z1=30Z2=140d1=45mmd2=210mm取Z1=30,WJZ2=i1Z1=4.66X30=139.8，取140。4.1.4几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d1=Z1ml=30义1.5=45mmd2=Z2m!=140X1.5=210mm计算中心距a1=127.5mmB=50mmR=

9、45mm类型：直齿圆柱齿轮材料：小齿轮280HBS40Cr（调质）大齿轮240HBS45钢（调质）duqKT2=2.3；i21Ze2()i2-HZ1=24Z2=80a1=(d1+d2)/2=127.5mm(3)计算齿轮宽度b=4ddi=1x45=45mm圆整后取B2=45mm,B1=50mm4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）4.2.1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数低速级转速低、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，小齿轮材料仍选用硬度为280HBS的40Cr（调质），大齿轮为硬度240HBS的45（调质）；仍初选小齿轮齿数Z1=

10、24,大齿轮齿数Z2n2Z1=3.33X24=79.92,取804.2.2 按齿面接触强度设计试算公式:（1）确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.3;小齿轮传递转矩=9.55X106色=167820Nmn212d=1；ZE=189.8MPa;应力循环次数：N1=60n2jLh=60206288300=4.7X108hN2N1i24.71083.33=1.4X108h小齿轮的接触疲劳强度极限（Hiim=600MPa;大齿轮（Hlim=550MPa；接触疲劳寿命系数：Khn1=1.05,KHN2=1.12.取失效概率为1%,安全系数S=1,计算得接触疲劳许用应力rKKHN1。liml1.05

11、黑600aGcn/iThi=630MpaS1Ao3,一=105m：i=16.57mm取22mmn199605.1.2中间轴材料40Cr(调质)，硬度280HBS,由教材表15-3取A0=110P2-3.62一d2之A03,=110父；=27.14mm取30mm,n22065.1.3低速轴材料45钢调质，硬度250HBS,由教材表15-3取A0=110Pa348d3-A03=1103=41.58mm取40mm3,%61.95.2联轴器初步选择由教材表141查得工作情况系数K=1.5计算转矩Tc尸KT1=1.5X37.5=56.25N-MTC3=KT3=1.5X536.9=805.35N-MC33

12、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LM4JB3860YB2252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WH7J14084J14084d3=57.5mmd4=192.5mma2=125mmB3=65mmB=60mmd1=22mmd2=30mmd3=40mmTc1=56.25N-mTC3=805.35N-m5.3轴承初步选择d1=30mmd2=35mmd3=50mm高速轴7006C中间轴7007C低速轴6010高速轴输入联轴器连接键：6X6X32中间轴人齿轮连接键：12X8X32低速轴人四轮连接键：16X10X50输出联轴器连接键：12X8X70材料都为Q2

13、75A第一次放大第二次放大高速轴26mm30mm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得轴承代号为7007C;低速轴用深沟球轴承，查手册表6-1得轴承代号为6010。5.4 键的选择高速轴：输入联轴器连接键：6X6X32中间轴：大齿轮连接键：12X8X32低速轴：大齿轮连接键：16X10X50输出联轴器连接键：12X8X70材料都为Q275A。5.5 润滑方式选择5.5.1 轴承润滑方式选择高速轴dn=22800mmr/min,中间轴6884.5mmr/min,低速轴dn=262

14、5mmr/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。5.5.2 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戢低约一个齿高，但不少于10mm,取图不超过二分之一分度圆半位，大齿轮的齿顶到油池底卸的距离30mrnio6.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0.025a+3=8.28788箱盖壁厚0.02a+3=7.2388箱盖凸缘厚度bii.5ai2箱座凸缘厚度bi.56i2箱座底凸缘厚度b22.5620地脚螺钉直径df0.036a+i220地脚螺钉数目na250500,n=6,a500时,n=84轴承旁联接螺栓

15、直径di0.75dfi6盖与座联接螺栓直径d2(0.50.6)cfi0连接螺栓d2的间距Li50200i50轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df8视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8)d28did2df至外箱壁距离Ci表ii-2Cif=26Cii=22Ci2=i6dfd2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+(510)47铸造过渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离1.2610齿轮端面与内箱壁距离乙6

16、10箱盖箱座肋厚mi,mm产0.853,m=0.866m1=7m=7轴承端盖外径D2D+(5-5.5)d3D21=95D22=102D23=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230.5610345Ft1=1358.2NFr1=494.4NFnh=137.3NFnh2=357.1NMH=8390.7N-mmFnv=377.1NFnv2=981.14NMv=50526.如图小齿轮受力:=1358.2Ni=Ftitan：=1358.2tan20=494.4N受

17、力分析：由轴的结构图得：Li=134mml_2=51.5mm水平面：由Fnh1(_1L2)-Fr1_2Fnh2(L1L2)=Fr1_1得：Fnh1=137.3NFnh2=357.1N弯矩Mh=FnH1L1=18390.7N-mm铅垂面：由Fnv1(L1L2)=Ft1L2FnV2(L1L2)=Ft1L1得：Fnv1=377.1NFnv2=981.14N弯矩Mv=FnV1L1=50526.7N-mm总弯矩M产Mh+Mv=53770Nmm扭矩T1=30560N-mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取o=0.6M：（：T1）2w=21MPa之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得*=70

18、MPa7a仃/,故安全。7N-mmM1=53770N-mm；：ca=21MPaca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:143.37103=1300.4N220.5Fr2=Ft2tan二=1300.4tan20=473.3N小齿轮受力:2T22Ft3=L143.37103=4096.3N70I=Ft3tan：=4096.3tan20=1490.9N.受力分析：由轴的结构图得：l_1=64.5mm,L2=70mm,l_3=52mm.Ft2=1300.4NFr2=473.3NFt3=4096.3NFr3=1490.9IN水平向：Fnh1(Li+L2+L3)+F,3(Li+L2

19、)=F,2L3Fnh2(Li+L2+L3)+F,3Li=F,2(Li+L2)得：Fnhi=-843.3NFnh2=174.3N弯矩Mhi=FnhiLi=-54393N-mmMH2=Fr3L2+Fnhi(Li+L2)=102987.6N-mm铅垂面：Fnv1(L1+L2+L3)=Ft3(L2+L3)+%L3FnV2(L1+L2+L3)=Ft2(L1+12)+目得：Fnv1=3042.2NFnv2=2354.5N弯矩MV1=-Fnv1L1=-196222N-mmMV2=Ft3L2Fnv1(L1+L2)=122434N-mmi22总弯矩M21.=Mhi+Mvi=203621N-mmM22=vMh22

20、+Mv22=159989Nmm扭矩T2=143370N-mm按与扭台成风力校核轴的强度，计算取o=0.6，M212+9T2)2ffca-21一-=51.6MPacaw之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得。-1=70MPa7aFd1,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=392.4NFa2=Fd2=392.4N7006C轴承判断系数e=0.4o1=1.0461=0.4Fr1Fr2由教材表13-5得动载荷系数:Xi=0.44,Yi=1.40X2=1,Y2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷Pi=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8

21、NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2N因为Pi8年28300Pi=786.8NR=1079.2N高速轴轴承为7006CLy=10.1年合格所以寿命满足使用要求。Fr1=3042.2NFr2=2354.58.2 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=19.5kN轴承受到的径向载荷：Fr1=FNV1=3042.2NFr2=FNV2=2354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9NFd2=eFr2=941.8N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0o因为Fae+Fd2eF.2由教材表13-5得动载荷系数

22、:X1=1,Y1=0X2=0.44,Y2=1.40由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3346.4NPi=3346.4NR=3013.6NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=3013.6N因为PiP2,所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3=16765h1060n所以寿命不满足使用要求。换6007深沟球轴承Ly=3.5年不合格换6007深沟球轴承LhLy=3.5年8年283008.3 低速轴寿命计算低速轴轴承为6010。C=22kN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：F产Fnvi=2565NFr2=Fnv2=1366NFr1

23、=2565NFr2=1366NPi=2821.5NF2=2094.1N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=0o因为Fae+Fd2eFr1Fr2由教材表13-5得动载荷系数：Xi=1,Yi=0X2=0.56,Y2=1.2由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=2821.5NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=2094.1N因为PiP2,所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3Lh=0-(S)3=150493h60n2PiLh28300=25.8年8年所以寿命满

24、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：6X6X32。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力op=120MPa。强度计算公式：2T父103Oppkld公式中数据：Ti=37.5N-mk=3mml=26mmd=22mm计算得：仃p=35.62MPa因为bpOp所以满足强度要求。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：12X8X32。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力op=120MPa。强度计算公式：32T父1031OpOppkldp公式中数据：T2=167.8N-mk=4mml=20mmd=40mm计算得：仃p=89.61MPap因为仃pOp所以满足强度要求。bp=35.62pMPa满足强度要求Op=89.61MpPa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：16X10X50联轴器链接键：12X8X70都为圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力op=120MPa。强度计算公式:_32T103kld公式中数据：第二级大齿轮:T3=536.9N-mk=5mml=34mmd=55mm联轴器链接键