-二级直齿圆柱齿轮减速器机械原理设计

机械原理课程设计设计题目: 二级直齿圆柱齿轮减速器设计者： 陆铮学院： 能动学院班级： 流体1302日期： 20XX 年 1月4日～ 1月20日目 录设计任务 3一、传动方案的拟定及电动机的选择 4二、V带的设计计算 8三．齿轮传动设计 10四、轴的设计计算 17五、滚动轴承的选择及校核… 21六、键联接的选择及校核 22七、联轴器的选择… 22八、箱体结构 23九、减速器附件的选择… 23十、润滑与密封… 26十一、设计小结… 27十二、参考资料目录… 291.设计题目1.设计题目带式运输机传动装置。传动装置简图如右图所示。(1)带式运输机数据传动装置总效率约为=82%。带式运输机传动装置的设计数据编号123456运输带转矩T/N·m130162175.5240150181.5运输带工作速度v/(m/s)1.61.71.61.81.51.55卷筒直径D/mm320270260300240250(2)工作条件88空载启动，单向、连续运转。2.设计任务完成带式运输机传动方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图；完成传动装置的结构设计；确定带传动的主要参数及尺寸；齿轮减速箱的设计；减速器装配图一张；(零号图纸)（折合零号图纸一张）（正反十页以上，8000～10000）4.说明书内容①根据运输带的参数，选择合适的电动机，分配各级传动比，并计算传动装置各轴的运动和动力参数。②减速器外传动零件设计：普通V带传动。③减速器内传动零件设计：闭式一级（展开式二级）圆柱齿轮传动。④其他结构设计。设计计算及说明 结 果一、传动方案的拟定及电动机的选择一、传动方案传动方案给定为三级减速器（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n 95.49r拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速n ，即 WW601000v 6010001.6Wn W

95.49rmin一般常选用同步转速为3000rmin的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16--160。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齿轮传动。二、电动机选择1．Y132M-4步电动机。它为卧式封闭结构电动机容量

P W

*nTP W T

130*95.49 1.30KW电动机输出功率Ｐd

Ｗ， WPd

9550 9550pW传动装置的总效率 2321 2 3 4 5式中，1

...为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效2率。由参考书1表2-5查得： 0825联轴器10.99；滚子轴承效率（一对）20.99动30.97；卷筒轴滑动轴承40.99；V5=0.96设计计算及说明则0.990.9940.9720.990.960.825

结 果P 1.59kWdW故 P p 1.301.59kWWd 0.82Ped由[1]2-6Ped

2.2kW电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围i16~160，则电动机转速可选范围为nn i295.49~160)1520~3800r/mind W3000r/minY132M-2。主要性能如下表：电机型号 额定功Y132M--2 2.2KW

满载转速2890r/min

i =305、计算传动装置的总传动比i 并分配传动比、总传动比i

289030（16<i95.49

<160）2Vi1

3，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比

i10ii =3.7i1 2二级减速器中：高速级齿轮传动比i 1.4*i 1.4*103.72 i 10

i=2.73低速级齿轮传动比i 2.73 i 3.72三、计算传动装置的运动和动力参数设计计算及说明 结 果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、Ⅱ轴、232 i 4PP1.59kW0PP1.59kW0dP1PPd5P1.47kWT0T5.25NmmP4P312P3512P221.41331.41kWTT3T453.92NmmmT95501

9550 m9550 mⅢ轴。各轴转速为：nⅢ轴。各轴转速为：n2890r/min0n n 2890r/minn0 m1n nm 2890 963/min1 i 31n n 963260r/min12n 2603 i 3n n3 96r/min4 12．各轴输入功率Ⅳ按电动机所需功率P计算各轴输入功率，即dnnnPPP2P3P421.59kW1.53kW1.47kW1.41kW1.38kWn 2 96r/min3．各轴输入转矩T(Nm)P 0 n 28900P n 1P 2 n 2P 3 n 3P 4 n 401T 95502 9550 mT95503 9550 mT 95504 9550 m设计计算及说明 结 果将计算结果汇总列表备用。高速轴中间轴低速滚筒项目N转速

电动机

Ⅰ Ⅱ 轴Ⅲ 轴（r/min）P功率

963.3

96.4396.431.38（kW）

1.59 1.53 1.47 1.41139.6

136.7m)

5.25

53.924 0i传动比3效率 0.96

3.70.96

2.70.96

10.98设计计算及说明 结 果二、V带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（16h，连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=1.59kw小带轮转速n2890r/m 大1带轮转速n2

963.3r/m，传动比i1

3。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）、计算功率p p=K P1.22.2kw2.64kwa a A2Vp、nAa 1、确定带轮的基准直径d 并验算带速vd(1)、初选小带轮的基准直径ddv

，取小带轮基准直径dd1

75mmd nv d1

75

m/s11.35m/s601000 601000因为5m/s<11.35m/s<30m/s,带轮符合推荐范围、计算大带轮的基准直径d idd d2 1

375mm225mm，初定

=224mmd2VaLda、根据式8-20《机械设计》p1520.7(dd1

d )ad 2

2(dd1

d d2

a=459mm0.7(75224)a 2(75224)0209.3a598，初定中心距a0

=450mm

l =1400mmd设计计算及说明 结 果b、计算带所需的基准长度l=2a+0 0 2

d d2

d d 2d1 d24a0=2×450+π×0.5×（75+225）+（224-75（224-75）/（4×450）＝1382mm，取带的基准长度ldc.计算实际中心距

=1400mm

＝160.52°1a＝a0

+(ld

-l)/2＝450+（1400-1382）/2＝459mm0、验算小带轮包角 ＝180°-（d -d ）/a×60°1 d2 d1180°（224-75/45×60°＝160.52°>90°、计算带的根数单根V带所能传达的功率根据n=2890r/min和d =75mm.用插值法求得p =1.00kw1 d1 0已知A型v带，小带轮转速n =2890r/min,传动比1n

V带取3根.i=1=dn d12

/d =3，8-4bΔpd2

=0.11kw，表8-5得包角修正系数k =0.95,表8-2得带长修正系数k =0.96 LZ=pc=2.64/（(1+0.11)*0.95*0.96）=2.61 3

=229.23NPrV

0minF

(2.5k

)pc+qVV=76.41N

F=451.9NP0min

ZVkFPF=2ZFP

sin(

/2)=451.9N1、带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式.设计计算及说明 结 果三.齿轮传动设计高速级齿轮设计、选择材料热处理方式(HB<=350HBS),810-1小齿轮 40Cr 调质处理 HB=280HBS1大齿轮 45钢 调质处理 HB=240HBS22)、按齿面接触强度计算:

1.60取小齿轮z1

=24，zi2 2

zz1

=89并初步选定β＝0° 确定公式中的各计算数值a.b.10-30Zh=2.42510-261

0.76,2

0.84,则

1

1.60T1

4.189104Nmm

N2.710910-6ZE=189.8MPa10-2因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公9-5力=600MPa大齿轮的为

1N 7.301082lim1计算应力循环次数：

lim2

H1H2

506MPaN60njL1 1

60963.3128365)2.71092.7109N 7.301082 4.12

V=1.82m/si.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.96H1

=K HN1

lim1

设计计算及说明 结 果/S=540MpaH 2

=KHN

lim

/S=506Mpa、计算（1）计算圆周速度:V=d1t

лn1/60000=1.82m/s（2)计算齿宽B及模数mnt

K=1.05B=φdd =34.9mm1tm =dnt

cosβ/z1

=1.45mm

d=38.08H=2.25mnt

=3.2625mm 1B/H=42.9/4.66=10.7、计算纵向重合度 =0.318φdztanβ=1.704 1、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:K K K K K K A V 故载荷系数KK K K K 1.6884A V H H、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，

m 1.6mmn1由式10—10a得 d=d 1

k=38.08mmKt、计算模数mntm =dnt 1

Cosβ/Z1=1.59mm、按齿根弯曲强度设10-172KTYY cos2m 3

1F1sa1 a

(u1)z21 F1、计算载荷系数:KKAKVKFKF1.6884设计计算及说明 结 果、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y 齿形系数z 20v1 cos3

22.19，z v2

83cos3

92.10（4[1]10-5YF1a

2.72，YFa

2.21由表10-5查得YS1a

1.57，YS2a

1.77610-20C

FE1

MPa

FE

=380MPa10-18

FN

=0.85,

FN2

=0.88计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:KF1

FN

FE1

MPaMPaF2 FN2 FE2Y Y、计算大小齿轮

F1F1

，并比较Y Y 2.651.58F1Y2

s1F1Ys2F2

307.142.2282.86

0.013630.01384Y Y Y Y Y Y且F1

s1F1

2

s2F2

，故应将

F2 saF2

代入[1]式（11-15）计算。、计算法向模数m 3

2KTY1

YF1

cos2 a

(u1)z21 F121.8634.1891043

0.85cos215o

0.017041.0811.6202对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径d=39mm1来计算应有的数,于是有:

a=92mm1取m 1.5mm；n1设计计算及说明 结 果d cos、则

1 25.38

=261 m 1nzi2 2

z=96.2，z1

97、计算中心距

d=39mm1m(za n

z2

92.25mm

d =145.5mm21a1

2cos

B 40mm2、计算大小齿轮分度圆直径:

B45mmd=Z1

m 1n39mm1 1Zmd =2 n145.5mm2 1（11、确定齿宽b d2 a 1

139取B ，B2

45mm（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮设计1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同(HB<=350HBS),810-1小齿轮 40Cr 调质处理 HB=280HBS1大齿轮 45钢 调质处理 HB=240HBS22、取小齿轮z=20，则z=i z 2.9520=59 取z=59，初步选3 4 3 3 4定β＝0°、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.b.10-30zH2.425设计计算及说明 结 果10-261

0.76,2

0.85,则 1 2

1.61计算小齿轮的转矩:T2

1.64105Nmm确定需用接触应力10-6ZE=189.8MPa10-2因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公9-5力

lim1

=600MPa

lim

=550MPah.由式10-13计算应力循环系数N 60njL1 1

60260.35128365)7.31087.3108N 2.7041082 2.7由图10-19取接触疲劳寿命系数K =0.96K =0.97HN1 HN2H1

=K HN1

lim1

/S=576MpaH 2

=KHN2

lim

/S=533.5Mpa

V=1.21m/sH、计算

=(H

1

)/2=554.8Mpa2V=d лn1/60000=1.21m/s1t（2bmntB=φdd =1X65.87=65.87mm1tm =d /z =3.18mmnt 1H=2.25mnt

=7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200、计算纵向重合度

设计计算及说明

结 K=1.960 =0.318φdZ1tanβ=1.704a由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:K K 1.12,K 1.458,K 1.36,K K 1.2A V H F H H故载荷系数K=1*1.12*1.2*1.458=1.960（4、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式 10-10a得d=d 1

k=70.48mmKt（5）计算模数mntm =dnt 1

/z=1.5mm310-172KTYY cos231F131F1sa1 a

(u1)z21 F1上式中KK K K K 11.121.21.361.829A V F F计算当量齿数齿形系数z 20v1 cos3

22.19，z v2

59cos3

63.32由[1]图10-5查得YF1

2.72，YF2

2.29210-20C

FE1

MPa

FE

=380MPa10-18

FN

=1.2,

FN

=1.35d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:KF1

FN

FE1

F2 FN2Y

FEY

2.7151.571e比较

F1

s1F1

307.14

0.01325Y2

Ys2

2.212241.57

0.01354F2设计计算及说明 结 果Y Y Y Y Y Y且F1

s1F1

2

s2F2

，故应将

F2 saF2

代入[1]式（11-15）计算。f法向模数m 3

2KTY 1 F1

cos2sa1 a

(u1)z21 F1

m 2.0mmn1 21.8291.561050.85cos215o

0.016523 11.61202

z 29 z3 4

79对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径d=53.4mm来计算应有的数,于是有:1取m 2.0mm z 29.则z 79n1 3 4g中心距

a=108mm1m(za n

z2)2(2780)108mm1a1

2cos 2cos15o d3d

=58mm=158mm计算大小齿轮分度圆直径: 4Zmd=3 n58mm3 1Zmd =4 n158mm4 1

B 60mm4B 65mm齿宽 B4

da

360mm取B B 4 34)（略）配合后面轴的设计而定。四、轴的设计计算1．高速轴的设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，45钢，调质处理，取A01152）初算轴的最小直径

设计计算及说明 结 果d A

p100

13.3mmmin

0 n 993.3高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴5%，1段：d=19mm L=50mm12d=21mm，L=65mm2

min

=13.965mm。，故取d

min

=16mm。

d =16mm3d3

=25mm，与轴承（7005C）配合，取轴承内径

min4d=30mm，L=72.5mm45d=42mm,L=45mm56段，d=25mm,与轴配合取轴承内径 L=20mm72、中间轴的设计计算A=115初算轴的最小直径d A

p110

19..39mmmin

0 n 268.4536%，3

min

=20.36mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选7005C，故取d

min

=25mm1段:d1=25mm,与轴承（7205）配合 L=22mm2d6=29mm，L=63mm3d5=32mm，L=10mm4段：d2=29mm,非定位轴肩，与齿轮配合 L=38mm设计计算及说明 结 果5d=25mm,L=24.5mm33、低速轴的设计计算45（调质A=11001 2 3 45 6 7所以轴的直径:d

min

A0

P=26.63mm。因为轴上有两个键槽，故最小n6%，

min

=26.94mm。由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为GYH3轴孔的直径d=28mm，长度L=50mm。11段:d=40mm,与轴承（7008c）配合 L=27.5mm12段:d=43mm L=58mm23d=46mm,L=55mm34d=40mm,L=23mm45d=37mm,L=65mm56d=32mm,L=82mm61、高速轴:已知：FtN,Fr

247.56N,Fp

451.9N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：设计计算及说明 结 果支反力:F '200.81NF Ay Az

744.27NF' 73.76NByF' 741.81NBzM' 99NmC1M' 63.2NMC2合成弯矩M 117NmC =M /W=18.7MPa<55MPaca ca轴材料选用45钢，查手册55MPa1符合强度条件!2、中间轴求轴上载荷已知：F4184N,Ft

1522.9N由材料力学知识可求得支反力:F 1644.8Nm,AyF 2384NmAzF mByF 2384.9NmBzM 57.57NmV1M 83.47NmV2合成弯矩M1101.4Nmca=Mca/W=43MPa<55MPa4515符合强度条件!设计计算及说明 结 果3、低速轴:求轴上载荷已知：F5155.5N,Ft

2240.4N

dmin

=45mm支反力:F 716.8NAyF 1969.6NAzF 1523.2NByF 4185.4NBzM 73.11NmV1M 200.9NmV2合成弯矩M 213.8Nm1 =Mca

/W=26MPa<55MPaca轴材料选用45钢查手册55MPa1符合强度条件!五、滚动轴承的选择及校核轴承的选择所选轴承型号及尺寸轴号 型号设计计算及说明 结 果Ⅰ 7005CⅡ 7005CⅢ 7008C4.2滚动轴承（低速轴）的校核（1）查文献【8】得C=73200N,C =92000Nr 0r所受载荷为F=6998N,Ft r

=1941N,Fa

=884N由公式P=fp

(XFr

+YFa

)，可得P=1.2(0.41941+1.4884)=2416.8则C

106

73200L= ( = ( )312000h60nP 60133.332416.8所以满足要求，及低速级选用7008C型轴承。六、键联接的选择及校核1、高速轴带轮：b×h=6×6长度45，键槽深3.0mm毂槽深4.3mm设计计算及说明 结 果2、中间轴b×h=8×7，36，4.0mm，b×h=8×7，56，4.0mm，3、低速轴b×h=12×8，56，4.0mm，3.3mmb×h=8×7，80，4.0mm，七、联轴器的选择及校核对于中小型减速器，输入输出轴都可选用弹性柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便，成本低，能缓冲减振。本减速器均选用GYH3型弹性柱销联轴器，参数见下表表6-1 所选联轴器的技术数据型号GYH3

公称转矩N.m 许用转速112 9500

轴孔直径25,28八、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT150）证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用

His6

配合.设计计算及说明 结 果机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.九、减速器的附件1、视孔盖和窥视孔够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，M82、放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。3、油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。4、通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。5、定位销：设计计算及说明 结 果为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。6、吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。7、起盖螺钉做成圆柱形，以免破坏螺纹。减速器机体结构尺寸如下表：减速器机体结构尺寸名称 符号 计算公式 结果箱座壁厚箱盖壁厚

0.025a3 0.02a381 1

8mm8mm箱盖凸缘厚度b1

b121 1箱座凸缘厚度b箱座底凸缘厚b2度

b12b 202地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n轴承旁联接螺d1栓直径

d 0.036af查文献【8】d 0.75d1 f

M164M12机盖与机座联接螺栓直径

d d M82 2 f轴承端盖螺钉d3直径

dM63 f视孔盖螺钉直

d d M844 f4径定位销直径

设计计算及说明 结 果d=（0.7~0.8）d 62d 至Cf