二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书.docx

1、二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书机械设计课程设计论文题目：二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书院 系工程技术学院专业年级 设计者 学 号 指导教师 成 绩 2014年10月30日机械设计课程设计任务书学生姓名专业年级机械设计制造及其自动化2012级设计题目： 带式运输机传动装垃的设计D1 -2 XI 劝力设计条件：1、 运输带工作拉力F = 2200N；2、 运输带工作速度v= l.lnVs；3、 卷简直径D = 240mm:4、 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；5、 使用折旧期：8年：6、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修：7

2、、 动力来源：电力，三相交流，电压38O/22OV；8、 运输带速度允许误差：5%；9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、 减速器装配图1张（A1）；2、 零件工作图3张；3、 设计说明书1份。4、指导教师签名：说明：1此表由指导教师完成,用计算机打印（A4纸九2 请将机械设计课程设计任务书装订在机械设汁课程设汁（论文）的第一页。1前言 42传动装置的总体设计 42.1电动机选择 52.2.1选择电动机类型 52.2. 2选择电动机容量 52.2计算总传动比和分配各级传动比 62.3计算传动装置运动和动力参数 62. 3. 1计算各轴转速 62. 3. 2计算各

3、轴输入功率 72. 3. 3计算各轴输入转矩 72.34运动参数列表 83、 传动零件的设计计算 83.1第一级齿轮传动设计计算 83.1.1选定齿轮类型.精度等级.材料及齿数 83.1.2按齿面接触强度计算 93.1.3按齿根弯曲强度设计 113.1.4儿何尺寸计算 123. 2第二级齿轮传动设计计算 133.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 133. 22按齿面接触强度计算 133.2. 3按齿根弯曲强度设计 153. 2.4儿何尺寸计算 173.3轴系结构设计 183.3. 1、轴的结构尺寸设计 183. 3. 2轴的受力分析计算及校核 213. 3. 3键的强度校核 324、

4、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 335、 箱体及其附件的结构设计 356、 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

5、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

6、。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+40C,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：Y100

7、L2-4LzsJ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=28mnioE=60mm D 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I x : I k I : 3/j5； 3/*25所以取E S 此时 I I传动比误差轴1轴2轴3滚筒轴 I 一IIEZ1LH112. 3.2计算各轴输入功率2. 3. 3计算各轴输入转矩轴2轴3滚筒轴K电动机输出转矩各轴输入转矩滚筒轴功率转矩转速传动比效率KW；(N.m)(r/

8、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31&61430轴12.7318.414304.70.91轴22.6282.24304.260.87轴32.52276.886.933.50.84滚筒轴2.42265.986.930.811） 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（GB 10095-88 ）o3） 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

9、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 o7） 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 L8） 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I K I ， I X I10）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v1_=_13） 计算齿宽b 4） 计算齿宽及齿高比b/h | N 15） 计算纵向重合度6） 计算载荷系数根据 ,

10、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_I7） 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m1 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1 K 1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 ,I n3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S二1.

11、4,由式（10-14）得4） 计算载荷系数K_一 _由式（10-18）得目1 X I Z3-CZ | |匚一=5） 由 K1 , |6） 计算当量齿数1 K 17） 查取齿形系数由表10-17查得 厂F8） 查取应力校正系数由图10-18查得 厂TS9） 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

12、 .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3.14几何尺寸计算取 ri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。2） 运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88 ）o3） 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

13、面淬火），硕度为 240HBS,两者材料硬度差为40HBSo4） 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412） 计算小齿轮传递的转矩。3） 曲表10-7选取齿宽系数 LrJ4） 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 16） 由式10-13 ir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（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径因，代入中较小的值a2

14、）讣算圆周速度v3）计算尺宽b4）计算尺宽及齿高比b/h模数 1齿高 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 11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 ri , 由回 ， ri故载荷系数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LJ3. 2. 3按齿根（1）确定公式内的各计算数值1）111图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限弯曲强度设计，大齿轮的弯曲强度极限 ri2） 由图10-22取弯曲疲劳寿命系数 , 1II3） 计算

15、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|_ _ 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|并加以比较计算项目计算及说明计算结果3. 2.4几何尺寸计算大齿轮的大一些（2）设计计算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

16、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N I .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1 一 1KI回(3)计算齿轮宽度厂一=T3.3.1、轴的结构尺寸设计di=18mmLi=40mm, d2=22mmL2=52mm,d3=25mmL3=35mm, d4-32mmLi 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

17、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 / 37d3=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

18、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。所以，有该轴的最小轴径为：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=36mm L2=20mmL2=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

19、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=36mmL2=20mm d3=62mm,L3=68mmdi=48nimLi=10mmd5=36mmLs=33mmD6=30mmL6=36mm计算项目计算及说明计算结果三、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*27

20、6. 8=415. 2N mP3,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）低速轴的受力分析计算项目计算及说明计算结果（1）计算齿轮的啮合力大直齿轮的圆周力： r=11ri径向力： I = 1（2）求垂直面支反力El =1568N ,得 回=1568N, 凹=924N3）求垂直面弯矩El =924Nri（4）求水平面的支反力冋=57IN ,得 回=571N, 回=336N（5）求水平面的弯矩I 3-clIEI =336N1 1（6）求合成弯矩1 = 1（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| 1 J

21、 ill fll 小人 m 厂；：丫 1 lilr pl 1=19 乂 tu j扌出乂 u j职何爪切ltj, /yr以 o1 = 1（8）弯扭合成强度校核按最坏的情况校核，取dnin=35mm1 = !11 1所以该轴是安全的.计算项目计算及说明计算结果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轴承工作时间为：h =2X8X8X300 = 38400h o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

22、二1. 1P5二1. 1*1669=1835. 9NP6二 1. 1*983=1081. 3N验证轴承寿命按轴承5的寿命进行核算：1 11 1所以低速轴轴承选择满足寿命要求。计算项目计算及说明计算结果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/T 1096 键 6X6X28所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1096键6X6X282、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