二级展开式圆柱齿轮减速器.docx
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二级展开式圆柱齿轮减速器
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目带式运输机传动装置的设计
机电工程系（院）
机械设计制造及其自动化（4）班
设计者郑文刚
指导老师雒晓兵
2010年1月13日
兰州交通大学博文学院
设计任务书3
第一部分传动装置总体设计5
第二部分各齿轮设计计算8
第三部分轴的设计20
第四部分轴承寿命的校核31
第五部分键的设计和计算34
第六部分箱体结构的设计38
第七部分设计小结41
设计任务书
一•课程设计题目:
带式运输机传动装置的设计（简图如下）
二级圆柱齿轮减速器
二•设计数据:
题号
参数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作
拉力F/N
1500
2200
2300
2500
2600
2800
3300
4000
4500
4800
运输带工作速度v/（m/s）
1.1
1.1
1.1
1.1
1.1
1.4
1.2
1.6
1.8
1.25
卷筒直径
D/mm
220
240
300
400
220
350
350
400
400
500
1.工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C;
2.使用折旧期：
8年；
3.检修间隔期：
四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
4.动力来源：
电力，三相交流，电压380/220V;
5.运输带速度允许误差：
士5%;
6.制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量生产。
4.设计内容：
1.按照给定的原始设计数据（编号）丄和传动方案（编号）（C）设计减速器装置；
2.完成减速器装配图1张（A1）；
3.零件工作图1〜3张；
4.编写设计计算说明书1份。
5.本组设计数据：
第5组数据：
运输带工作拉力F/N1500
运输带工作速度v/（m/s）丄1
卷筒直径D/mm220
6.已给方案：
传动机构为V带传动。
器为单级圆柱齿轮减速器。
第一部分传动装置的总体设计
一.传动方案。
1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器
2）方案简图如下：
减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速器，这是两级减速器中应用最广泛的一种，齿轮对于轴承不对称，要求轴具有较大的钢度，高速级齿轮常布置在远离扭矩输入的一端，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象，原动机为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，此外，还具有结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高的特点。
三.原动机选选择（Y系列三相交流异步电动机）
工作机所需功率
工作机卷筒转速
传动装置的总效率
PwFwVw=28001.仁3920W
Vw
九=1.4/nX0.35=7639r/min
D
总12345678
查表1-7（手册）得：
17=0.99（弹性联轴器）
234=0.97（一对滑动轴承）
56=0.97（圆柱齿轮传动）
8=0.96（卷筒）
选择电动机为Y132M2-6型
技术数据:
额定功率
5.5Kw
满载转速
960r/min
额定转矩
2.0N*m
最大转矩
2.0N*m
Y132M2-6型电动机外形尺寸（mm）
A
B
C
D
E
F
G
H
216
178
89
38
80
10
33
132
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
12
280
270
210
315
238
515
四.传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1.总传动比ia
ia=皿=960/76.4=12.6r/minnw
2.各级传动比分配
ia=iii2=3.08
4.1
ia=12.7r/min
初定i1=4.1
i2=3.08
i1=4.1i2=3.1
3•计算传动装置的
运动和动力参数
1）各轴的转速
n1=960r/min
n1=960r/min
n2=960/4.1=234.14r/min
n2=234.14r/min
n3=234.14/3.08=76.01r/min
n3=76.01r/min
2）各轴的功率
R=P012
=5.5kwX0.99X0.97
=5.28165Kw
R=5.28165Kw
P2=P153
=5.28165Kw0.970.97
=4.97Kw
P2=4.97Kw
P3=P246=4.97kwX0.97X0.97
=4.68Kw
P3=4.68Kw
3）各轴的转矩
T0=9550直
11
=9550
n°
970
=108.3N•m
T0=108.3N•m
R1|
cc10.56
T=9550—:
-9550
970
=104.0N•m
T1=104.0N•m
F2
9.94
T2=9550—
=9550
n
236.6
=401.2N•m
T2=401.2N•m
F3
T3=9550—
=9550
n3
76.3
=1170.5N•m
T3=1170.5N•m
T4=9550B-95509.26
n376.3
=1158.8N•m
T4=1158.8N•m
最后将计算结果填如下表:
参数
轴名
电动机轴
I轴
H轴
皿轴
滚筒轴
转速（r/min）
970
970
236.59
76.3
76.3
功率（Kw）
11
10.5633
9.94
9.35
9.26
转矩（N•m）
108.3
104.0
401.2
1170.5
1158.8
传动比
1.0
4.1
3.1
1.0
效率
0.99
0.9409
0.9603
第二部分各齿轮设计计算
一.高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.选择材料，确定许用应力。
由复印表9-4得都采用45钢，锻选项毛坯，小齿轮调质处理，硬度为229~286HBW,取250HBW.大齿轮正火处理，硬度为170~210HBW,取190HBW.
2.设计准则：
按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
齿面接触疲劳强度计算:
1）初步计算
初步计算小齿轮直径
Hlim2=450MP
2）校核计算
圆周速度
精度等级
齿数和模数
53970v==
“601000-601000
=2.69m/s
由表12.6（课本）
初选齿数Z1=25
Z2=i1乙=4.125=102.5
取Z2=103
V|=2.69m/s
选取8级精度
乙=25
Z2=103
使用系数Ka
动载系数Kv
齿间载荷分配系数
Kh
齿向载荷分配系数
Kh
载荷系数K
弹性系数Ze
d152
m==2.08
Zi25
由表12.3（课本）取m=2
则乙=勺=聖=26
m2
Z2=i1Z1=4.126=107
由表12.9（课本）
由图12.9（课本）
由表12.10（课本）先求
l2T121041000
Ft=
d152
=4000N
KAFt1.54000b=52
=115.4N/mm100N/mm
查表得Kh=1.2
Kf=1.2
由表12.11（课本）得
KhAB[10.6（严）2]（夕）2
A=11.7B=0.16C=0.61b=53d1=53
Kh=1.46
K=KaKvKhKh
=1.51.11.21.46=2.9
由表12.12（课本）
由表12.16（课本）
m=2
乙=26
Z2=107
Ka=1.5
Kv=1.1
Kh=1.2
Kf=1.2
Kh=1.46
K=2.9
ZE=189.8JMP
节点区域系数Zh
=2.4
接触最小安全系数
SHmin
总工作时间th
应力循环次数
由表12.14
th=8365
Nl1=60•
（课本）
82=46720
r•n•th
=60197046720=2.7
109
SHmin=°.9th=46720
2.7109
NL2=NL1/i1==6.6
4.1
接触寿命系数Zn
由图12.18（课本）得:
NL2=6.6108
N1=1.0
N2=1.1
ZN1=1.0
ZN2=1.1
许用接触应力[H]
H1]=Hm1ZN1=7501.0
SHmin0.9
h]
=833.3MPa
H2]
[h1】=833.3MPa
[H2]=550MPa
验算
Z，43a
11
a[1.883.2（——）]cos
Z1Z2
a=2.033Z=0.4675
[H]189.82.40.4675
22.91041034.11
52522
4.1
=491.9MPa
[H]=491.9Mpa
[H]<[H2]
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，故齿轮尺寸无需调整
3.确定传动主要尺寸。
实际分度圆直径d
中心距a
齿宽b
因模数取标准值时齿数Z重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变
d|mZ1=226=52mm
d2mZ2=2107=214mm
m（Z1Z2）2（26107）
a=
22
=133mm
bdd1=152=52mm
d1=52mm
d2=214mm
a=133mm
取b=62mm
b2=52mm
4.齿根弯曲疲劳强度验算:
重合度系数丫
丫=0.25+（0.75/a）=0.25+（0.75/2.033）
齿间载荷分配系
=0.62
丫=0.62
数Kf
Kf=1/Y=1/0.62=1.61
Kf=1.61
齿向载荷分配系
由图12.14（课本）查得
数Kf
Kf=1.3
Kf=1.3
载荷系数K
K=KaKvKfKf
K=3.4535
=1.51.11.611.3=3.4535
齿形系数YFa
由图12.12（课本）
YFa1=2.6
（按变位系数X=0算）
YFa2=2.15
应力修正系数Y.a
由图12.22（课本）
YSa1=1.58
Ysal=1.58
Ysa2=1.82
Ysa2=1.82
弯曲疲劳极限
由图12.23c（课本）
Flin1=600MP
Flin1=600MP
由图12.23b（课本）
Flin2=450MP
Flin2=450MP
由表12.14（课本）
弯曲最小安全系
Sfmin=1.25
数Sfmin
应力循环次数
NL1=60rnth
9
Nl1=2.710
=60197046720=2.7109
Nl2=Nl1/b
=2.7109/4.1=6.6
108
8
NL2=6.610
弯曲寿命系数Yn
由图12.24（课本）
Yn1=0.9Yn2=0.95
Yn1=0.9
Yn2=0.95
尺寸系数Yx
由图12.25（课本）Yx=1.0
Yx=1.0
许用弯曲应力[f]
r.Flim1Y\l1Yx
[F1]—S=
sFmin
6000.91.0
1.25
=432MP
[F1]=432MP
r■>Flim2YN八X
[F2]s=
Szmin
4500.951.0
1.25
=342MP
[F2]=342MP
验算
F1|^丫卩肮1丫
bd1m
（式12.16）
23.4535104103
=2.61.580.62
52522
=338.3MP<[F1]
YFa2Ysa22.151.82
F2f1=338.3
YFa"sa12.61.58
=322.2MP<[F2]
F1<[F1]
F2<[F2]
传动无严重过载，故不作静强度校核。
二.低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1•选择材料，确定许用应力。
由复印表9-4得都采用45钢，锻选项毛坯，小齿轮调质处理，
硬度为229~286HBW,取250HBW.大齿轮调质处理，硬度为229~286HBW，取250HBW.
4.设计准则：
按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
齿面接触疲劳强度计算:
2）初步计算
转矩
T2=401.2N•m
T2=401.2N•m
齿宽系数d
由表12.13（课本）取d=1.0
d=1.0
接触疲劳极限Hlim
由图12.17（课本）查得
Hlim1=750MP
Hlim2=750MP
初步计算的许用接触
应力[h]
[H1]=0.9*750=675MP
[H1]=675MP
[H21=0.9*750=675MP
[h2]=675MP
Ad值
由表12.16（课本）
取Ad=85
Ad=85
初步计算小齿轮直径
dAJT1i2+1
d1Ad3『*
VdLH1Ji2
c（401.210003.1+1
一85訂2
V167523.1
=89.4mm
取d1=90
初疋齿宽
b=dd1=190mm=90mm
b=90mm
2）校核计算
圆周速度
精度等级
齿数和模数
使用系数Ka
d1n290236.59
v3==
601000601000=1.1m/s
由表12.6（课本）
初选齿数Z1=40
Z2=i2Z1=3.140=124
取Z2=124
d190
m—=—=2.25
乙40
由表12.3（课本）取m=2.5
则Z1』=竺=36
m2.5
Z2=i2乙=3.136=111.6
由表12.9（课本）
W=1.1m/s
选取9级精度
Z1=40
Z2=124
m=2.5
乙=36
Z2=112
Ka=1.5
动载系数Kv
齿间载荷分配系数
Kh
齿向载荷分配系数
Kh
载荷系数K
弹性系数Ze
节点区域系数Zh
接触最小安全系数
SHmin
总工作时间th
应力循环次数
由图12.9（课本）
由表12.10（课本）先求
l2T22401.21000
Ft——=
d390
=8915.6N
KaR1.58915.6
b90
=148.6N/mm100N/mm
查表得Kh=1.2
Kf=1.2
由表12.11（课本）得
KhAB[10.6（?
）2]（知2
d3d3
A=11.7B=0.16C=0.61b=90d3=90Kh=1.48
K=KaKvKhKh
=1.51.151.21.48=3.1
由表12.12（课本）
由表12.16（课本）
由表12.14（课本）
th=836582=46720
NL1=60•r•n•th
Kv=1.15
Kh=1.2
Kf=1.2
Kh=1.48
K=3.1
Ze=189.8^MP
Zh=2.2
SHmin=1.0
th=46720
8
=601236.5946720=6.610
验算
[h]189.82.20.8641
23.1401.21033.11
V909023.1
=766.37MPa
[h]=766.37Mpa
[H]<[H2]
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，故齿轮尺寸无需调整
5.确定传动主要尺寸
实际分度圆直径d
中心距a
齿宽b
因模数取标准值时齿数Z重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变
dimZi=2.536=90mm
d2mZ2=2.5112=280mm
m（Z1Z2）2.5（36112）
a=
22
=185mm
bdd1=190=90mm
d1=90mm
d2=280mm
a=185mm
取bi=100mm
b2=90mm
4.齿根弯曲疲劳强度验算:
重合度系数丫
齿间载荷分配系
数Kf
齿向载荷分配系
数Kf
载荷系数K
齿形系数Yf3
应力修正系数YSa
Y=0.25+（0.75/a）=0.25+（0.75/1.76）
=0.676
Kf=1/Y=1/0.676=1.48
由图12.14（课本）查得
Kf=1.4
K=KaKvKfKf
=1.51.151.21.4=2.898
由图12.12（课本）
（按变位系数X=0算）
由图12.22（课本）
YSa1=1.63
YSa2=1.82
Y=0.676
Kf=1.48
Kf=1.4
K=2.898
YFa1=2.5
YFa2=2.18
Ysa1=1.63
YSa2=1.82
弯曲疲劳极限
由图12.23c（课本）
Flin1=600MP
Flin1=600MP
由图12.23b（课本）
Flin2=600MP
Flin2=600MP
弯曲最小安全系
由表12.14（课本）
数Sfmin
Sfmin=1.25
应力循环次数
NL1=60rnth
=601236.5946720=6.610*
NL1=6.6108
Nl2=NL1/i2
=6.6108/3.1=2.1
108
NL2=2.1108
弯曲寿命系数
Yn
由图12.24（课本）
YN1=0.95«2=°.95
Yn1=0.95
Yn2=0.95
尺寸系数Yx
由图12.25（课本）YX=1.0
Yx=1.0
r、Flim1YN1YX
[F1]S=
SFmin
6000.91.0
许用弯曲应力
[F]
1.25
=456MP
[F1]=456MP
riFlim2YN八X
[F2]s=
Szmin
6000.951.0
1.25
=456MP
[F2]=456MP
验算
2KT2
F^YFa1YSalY
bd1m
（式12.16）
22.898401.2103
=90902.5
2.51.630.676
=316.3MP<[F1]
F1<[F1]
YFa2Ysa22.181.82
F2F1=316.3
YFa1Ysa12.51.63
=308MP<[F2】
F2<[F2]
传动无严重过载，故不作静强度校核
总结：
高速级
Z1=26Z2=107m=2
低速级
Z〔=36Z2=112m=2
第三部分轴的设计
1.选择轴的材料及热处理。
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢调质处理。
2.初估轴径。
按扭矩初估轴的直径。
查表15-3（课本）取C=110
3.初选轴承（深沟球轴承）
查表6-1（手册）
轴承型号
d1
D1
B1
I轴
6005
25
47
12
n轴
6007
35
62
14
川轴
6010
50
80
16
4.结构设计1）轴I结构设计
a草图3
初估轴经后，即可按轴上零件的安装顺序开始确定轴径，该轴1
段安装轴承6005,故该段直径为40mm,2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm,取3段为53mm,5段装轴承，直径和1段一样为40mm,4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位及轴承安装，取4段为42mm。
第6段36mm
由电动机D=42mm，转矩T=108.3N•m,转速n=960r/min查表8-5（手册）选LT6型弹性套柱销联轴器，公称转矩为250N•m,半联轴器的孔径d1=28mm,故取该轴7段直径32mm,半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L,=84mm.
2）轴H结构设计
a.草图3
b.各轴段直径的确定
从左端开始确定直径，该轴1段安装轴承6007，故该段直径
为45mm,2段安装齿轮，为了便于安装，取2段为49mm,齿轮
右端用轴肩固定轴肩高度为5mm，取3段为59mm，5段装轴承，
直径和1段一样为45mm，4段安装齿轮，为了便于安装，取4段
为49mm.
3）轴皿结构设计
a.轴皿草图3
b.各轴段直径及联轴器的选择
从左段开始确定直径，该轴轴1段安装轴承6010，故该段直径为50mm，2段装齿轮，为了便于安装，取
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