二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书Word文件下载.docx
《二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书Word文件下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书Word文件下载.docx（31页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
2.3・4运动参数列表8
3、传动零件的设计计算8
3.1第一级齿轮传动设计计算8
3.1.1选定齿轮类型.精度等级.材料及齿数8
3.1.2按齿面接触强度计算9
3.1.3按齿根弯曲强度设计11
3.1.4儿何尺寸计算12
3.2第二级齿轮传动设计计算13
3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数13
3.2・2按齿面接触强度计算13
3.2.3按齿根弯曲强度设计15
3.2.4儿何尺寸计算17
3.3轴系结构设计18
3.3.1、轴的结构尺寸设计18
3.3.2轴的受力分析计算及校核21
3.3.3键的强度校核32
4、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择33
5、箱体及其附件的结构设计35
6、结论36
参考文献37
带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器
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，将机械设汁系列课程设计•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，使课程设汁及机械设汁实际的联系更为紧密。
此外，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。
本次设汁综合运用机械设汁及其他先修课的知识，进行机械设汁训练，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，培养学生工程设汁能力和分析问题，解决问题的能力；
提高我们在汁算、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讣方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。
最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参及校对、帮助的同学表示衷心的感谢。
2传动装置的总体设计
计算项目
计算及说明
计算结果
2.1电动机选择
2.2.1选择电动机类型
2.2.2选择电动
机容量
按工作要求选用Y系列（IP44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。
该电动机具有防尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40°
C,相对湿度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压380V,频率50HZ。
工作机所需功率凶（kW）为
此处nw=ioo%
电动机所需工作功率凶（kW）为a
联轴器1处于高速级选用弹性联轴器联轴器2处于低速级选用无弹性元件的联轴器查机械设计课程设计手册p5面得到各a的值
所以
先取E电动机的转速
类型：
Y100L2-4
LzsJ
查取机械设计手册表12-1,Y系列电动机技术数据•选用
Y100L2-4,额定功率为凹3kw,满载转速厂一H
轴伸长E=60mm,轴的直径D=28mnio
E=60mmD二28mm。
2.2计算总传动比和分配各级传动比
2.3计算传动装置运动和动力参数
2.3.1计算各
轴转速
传动比分配
Ix]:
IkI:
3<
/j<
5；
/*2<
5
所以取ES此时II
传动比误差
轴1
轴2
轴3
滚筒轴I一II
EZ1
LH1
1
2.3.2计算各
轴输入功率
2.3.3计算各
轴输入转矩
滚筒轴
K
电动机输出转矩
各轴输入转矩』
功率
转矩
转速
传动比
效率
'
KW；
（N.m）
（r/min）
2.3.4运动参数列表
3、传动零
件的设计
计算
3.1第一级齿轮传动设计计算
3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
电动机轴
3
1&
6
1430
2.73
18.4
4.7
0.91
2.62
82.24
304.26
0.87
2.52
276.8
86.93
3.5
0.84
2.42
265.9
0.81
1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）o
3）材料选择。
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS,均为软齿面齿轮。
4）选小齿轮齿数EK1，大齿轮齿数厂一■,
取。
5）初选螺旋角。
初选螺旋角凹o
7）由图10-25d按齿面硬度査得:
小齿轮的接触疲劳强度极限L
大齿轮的接触疲劳强度极限L
8）由式10-13汁算应力循环次数
9）曲图10-23查得接触疲劳寿命系数
IKI，IXI
10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S二1,由（10-14）得
所以厂一！
■
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入相应的值
2）讣算圆周速度v
1__=~^=__1
3）计算齿宽b
■■
4）计算齿宽及齿高比b/h
■—
■—
|N1
5）计算纵向重合度
6）计算载荷系数
根据,8级精度，由图10-8査得动载系数
1-1,由表10-2查得使用系数因，查表10-3得
r=l,由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮
相对支承非对称布置时，三1
由1乂1，三］查图10-13得：
三I
故载荷系数
■__I
7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，山式（10-12）得
3.1.3按齿根
弯曲强度设
计
■—■
8）计算模数m
1一1
由式（10-20）得弯曲强度的设计公式为
（1）确定公式内的各计算数值
1）由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
1K1
大齿轮的弯曲强度极限LT.
2）由图10-22取弯曲疲劳寿命系数,
In
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S二1.4,由式（10-14）得
4）计算载荷系数K
■__一—_■
由式（10-18）得目
1X[IZ3-CZ~||
匚一"
=■
5）由K1,|
6）计算当量齿数
7）查取齿形系数
由表10-17查得厂―F
8）查取应力校正系数
由图10-18查得厂」T
S
9）计算大小齿轮的并加以比较
[HJ
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
对比汁算结果，山齿面接触疲劳强度讣算的模数凶大于山齿根弯曲疲劳强度讣算的模数，III于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅及齿轮直径（即模数及齿数的乘积）有关，可取山接触强度算得的模数1.349mm并就近圆整为标准值
I-1.但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[亠】O
于是由
3.1・4几何尺
寸计算
取r^~i
⑴计算中心距
故圆整后取中心距为W1
（2）修正螺旋角
3.2第二级齿轮传动设计计算
3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
3.2.2按齿面接触强度计算
螺旋角改变不多，不需要修正相关的参数。
（3）计算齿轮的分底圆直径
（4）计算齿轮宽度
调整后取
1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（表面淬火），硕度为240HBS,两者材料硬度差为40HBSo
4）选小齿轮齿数凹大齿轮齿数，取
由设计公式（10-9&
）进行计算，即
（1）确定公式内的个计算数值
1）试选载荷系数41
2）计算小齿轮传递的转矩。
3）曲表10-7选取齿宽系数LrJ
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数
5）由图10-25d按齿面硬度查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限：
「一
大齿轮的接触疲劳强度极限：
「一1
6）由式10-13ir算应力循环次数
7）山图10-23查得接触疲劳寿命系数
8）讣算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S二1,由（10-12）得
1）试算小齿轮分度圆直径因，代入中较小的值a
3）计算尺宽b
4）计算尺宽及齿高比b/h
模数[1
齿高■■
㈢
5）计算载荷系数
根据匚三_a,8级精度，由图10-8查得动载系数
y
直齿轮1^1
山表10-2查得使用系数国
山表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布
置时r^~i,由回，r^i
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，山式（10-12）得
7）计算模数m
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
L^J
3.2.3按齿根
1）111图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
，大齿轮的弯曲强度极限r^~i
2）由图10-22取弯曲疲劳寿命系数,1—II
|__—_■
5）查取齿形系数
由图10-17査得厂三―血
6）查取应力校正系数
由图10-18査得厂一"
7）计算大小齿轮的区|并加以比较
3.2.4几何尺
大齿轮的大一些
1■
对比讣算结果，山齿面接触疲劳强度计算的模数m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定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅及齿轮直径（即模数及齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.710并就近元整为标准值
1T,但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III算岀小齿轮齿数
1—1
大齿轮齿数厂NI.取
这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，乂满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
（1）计算分度圆直径
（2）计算中心距
[KI
回
（3）计算齿轮宽度
厂一=T
3.3.1、轴的
结构尺寸设
di=18mm
Li=40mm,d2=22mm
L2=52mm,
d3=25mm
L3=35mm,d4-32mm
Li二82mm,d5=33mm
结构设计
一、高速轴
根据结构及使用要求，把高速轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分7段,其中第5段为齿轮
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须及齿轮材料相同，均为40C—热处理为调质处理，材料系数C为106。
所以，有该轴的最小轴径为：
第一段轴的尺寸计算
由主教材表19.3查得载荷系数K二1.5,
I=I,■■■
选用梅花形弹性联轴器，及轴相连的轴孔直径
为18mm,轴孔长度为42mm,及电动机轴连接的轴孔直径为28mm,轴孔长度为62mm。
则：
第_段■■
为了满足半联轴器的轴向定位要求第二轴段左端要求制出一轴肩；
固取2段的直径d2=22mm;
左端用唇形密封圈密封，经过画图确定L冃2mm。
第三段的长度，经过第二次放大，查取轴承7205AC,所以
18/37
d3=25m,L3二15mm。
由于第四段轴应比小齿轮的齿根圆要低，所以取
由画图确定长度L4二82mm□
第五段是齿轮轴段长度为L5=38mmo
第六段考虑轴承安装方便D&
二25,L&
二20
第七段安装轴承Ch二25mm,LF15mm。
二、中间轴
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须及齿轮材料相同，均为40Cr,热处理为调质处理，材料系数C为106。
为了保证减速器美观，中速轴选择的轴承为7206AC从而
dl二30mm,Ll=16mm,
第二段为方便轴承安装D2=36mmL2=20mm
L2=74mm；
第三段为齿轮轴段d3=62mm,L3=68mm；
第四段了满足齿轮的轴向定位,所以d,=48mm,L.=10mm；
第五段和大齿轮配合所以，其直径尽量取标准值d5=36mm,其长度为一级大齿轮宽度B2-2=35-2=33mm,L5=33mm,第五段要及轴承配合,所以d6=30mm,L&
=36mm。
d6zz2omin,
L6=20mm,d7=25mm,L7二15mm,
di=30mm,
Li=16mm,d2=36mm
L2=20mmd3=62mm,
L3=68mm
di=48nim
Li=10mm
d5=36mm
Ls=33mm
D6=30mm
L6=36mm
三、低速轴
低速轴的材料为40Cr,材料系数C为106。
最小轴径为
||，查主教材表19.3取
K=l.5则;
Tc3=KTs=l.5*276.8=415.2N・m<
Tn
笫七段轴端要及联轴器相连，所以选取的联轴器为滑块联轴
器|”1所以d尸35mm,轴段的长度为联轴器长度减
ch二35mm
去2mm,L?
=62-2二60mm：
L?
=60mm
第六段为了满足联轴器的轴向定位，所以
d6=40mm
■i'
乍E2H，
此处采用毡圈密封，轴段的长度为L6=48mm：
L6=48mm
第五段轴段，经过二次放大，且应该满足所选取的轴承的内
d5=45mni；
径值。
所用的轴承是圆锥滚子轴承型号为6209,所以
L5=40mm
d5=45mm.L5=20mm；
di=54mm；
第四段的直径经过放大一次di=54mm,Li=52mm；
Li=38mm
第三段轴段是轴肩，需要对第二级大齿轮进行轴向定位，所
d3=60mm
以，所以L3二12mm：
D3=60
L3=12mm
第二段及二级大齿轮有配合关系所以取标准直径dF50mm,此
d2=50mm
段的长度为L2=62mm：
L2=62mm
第一段轴也要及上述的轴承配合所以di二45mm,Li二39mm。
di二45mm,
Li二39mm。
3.3.2轴的受力分析计算及校核
1.1、高速轴受力分析及核算
a）高速轴的受力分析
⑴计算齿轮1上的受力:
凶=260.662N
S=138N
H=243N
LHJ
轴向力I
（2）求水平面的支反力
得s=138N,s=243N
（3）求水平面的弯矩
（4）求垂直面反力
（5）求垂直面弯矩
（6）求合成弯矩
（7）求危险截面的当量弯矩
查表15-1,40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为
，乂由于轴受的载荷为脉动的，所以㈢O
（8）弯扭合成强度校核
1X1
所以该轴是安全的。
1.2、高速轴轴承寿命的校核
其中轴承为7205AC,查取015.8KN
轴承工作时间为：
h=2X8X8X300=38400h。
两轴承为面
对面正安装。
（1）求两轴承的径向载荷因和回
11
0=56.37MPa
（2）求两轴承的轴向力凹和回
对于70000AC型轴承，查表13-7,得轴承派生轴向力：
因为1二"
V■
所以轴承2被放松，轴承1被压紧
所以1—1,
回二Fdi+Fai=790N
（3）求当量动载荷Pl和P2
曰
HI
查表13-5,对轴承2：
Xl=l,Y1=O
对轴承1：
X2=0.4hY2=0.87
因工作载荷较稳定，轴承运转中无冲击或有轻微冲击，按表
136
取载荷系数fP=l.1
⑷验证轴承寿命因为Pi＞皿所以按轴承1的寿命进行核算:
所以烏速轴轴承选择满足寿命要求O
2.1、中速轴受力分析及核算
a）中速轴的受力分析
（1）ir算齿轮的啮合力
大斜齿轮的圆周力：
厂—II
径向力：
II
轴向力：
I一II
小直齿轮的圆周力：
（2）求垂直面支反力
[3=1763N
IT=672N,
H=146N
得凹=1742N,凹=1763N
（3）求垂直面弯矩
（4）求水平面支反力
得凹=-672N,H=146N
（5）求水平面的弯矩
（6）求合成弯矩
（7）求危险截面的当量弯矩
乂由于轴受的载荷为脉动的，所以㈢o
按最坏的情况校核，取dain=30mm
所以该轴是安全的.
2.2、中速轴轴承寿命的校核其中轴承为7206AC,查取
C二22KN
h=2X8X4X300=19200h。
两轴承为面对面正安装。
（1）求两轴承的径向载荷凶和回
（2）求两轴承的轴向力M和凹
对于70000AC型轴承，查表13-7,得轴承派生轴向力:
因为■■
所以轴承3被放松，轴承4被压紧
所以「一T,
（3）求当量动载荷P3和P4
查表13-5,对轴承4：
X4=0.41,Y4=0.87
取载荷系数fp二1.1
⑷验证轴承寿命因为P4>
P3,所以按轴承4的寿命进行核算:
所以中速轴轴承选择满足寿命要求。
3.1、低速轴受力分析及核算
a）低速轴的受力分析
（1）计算齿轮的啮合力
大直齿轮的圆周力：
r—=11
r^i
I=—=1
El=1568N,
得回=1568N,凹=924N
<
3）求垂直面弯矩
El=924N
ri
（4）求水平面的支反力
冋=57IN,
得回=571N,回=336N
I3-cl
IEI=336N
1="
=1
|1Jillfll小人m'
厂；
：
•丫1lilrpl1=1
9乂tuj扌出乂uj职何爪切ltj,/yr以o
1=~=1
按最坏的情况校核，取dnin=35mm
1=—=!
3.2、低速轴轴承寿命的校核其中轴承为6209,查取
C二31.5KN,C0=83.5KN
h=2X8X8X300=38400ho两轴承为面对面正安装。
（1）求两轴承的径向载荷回和回
r=i
||
（2）求两轴承的轴向力凹和凹
对于深沟球轴承，没有轴向力，所以当量载荷为径向力
（3）求当量动载荷P5和P6
取载荷系数fp二1.1
P5二1.1*1669=1835.9N
P6二1.1*983=1081.3N
⑷验证轴承寿命
按轴承5的寿命进行核算：
所以低速轴轴承选择满足寿命要求。
1、高速轴键的强度校核
3.3.3键的
强度校核
高速轴及联轴器相连的那一段轴段的直径为dl二18mm,
L1二40mm,查取手册表4-1选取键为。
且键轴
轮毂的材料均为钢，由表6-2查得：
I」取平均值为HOMpao工作长度■—JI,工作高度为
厂二P,传递的力矩为t二18.4N*m所以
GB/T1096键6
X6X28
所选的键满足强度要求。
键的标记为：
GB/T1096键6X6X
28
2、中间轴上的键的强度校核
中间轴上的键是为了定位一级大齿轮及中间轴，一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联
升级会员 