二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书

1、机械设计课程设计（论文）题目:二级圆柱齿轮减速器设计学生姓名卫芯专业机械设计制造及其自动化学号222012322220019班级2012级1班指导教师成绩工程技术学院2014年11月机械设计课程设计任务书学生姓名 | 刘芯专业年级 |机械设计制造及其自动化 2012级设计题目：带式运输机传动装置的设计F-X1功力总持功蛊霍设计条件：1、运输带工作拉力 F = 2500N ；2、运输带工作速度 v = 1.1m/s ；3、卷筒直径 D = 400mm ；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 35oC;5、使用折旧期：8年；6、检修间隔期：四年一次大修

2、，两年一次中修，半年一次小修；7、 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V ；& 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。指导教师签名:1电动机选择 41.1确定电机功率41.2确定电动机转速 52传动比分配 52.1总传动比 52.2分配传动装置各级传动比 53运动和动力参数计算 53.1各轴转速 53.2各轴功率 53.3各轴转矩 64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.装配草图 145

3、.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 155.4键的选择 155.5润滑方式选择 156减速器箱体主要结构尺寸157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 187.3低速轴受力分析及强度校核 208轴承寿命计算228.1高速轴寿命计算 228.2中间轴寿命计算 238.3低速轴寿命计算 249键连接强度计算 269.1高速轴上键连接强度计算 269.2中间轴键强度计算 279.3低速轴链接键强度计算 27参考文献 283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

4、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。 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。本次设计 综合运用机械设计及其他先修课

5、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的机 会。4计算内容和设计步骤:5明 说 及 算 计#1.电动机选择按工作要求选用丫系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。1.1确定电机功率nw=1Pw =2.75 kw工作机所需功率 Pw(kw)为Pw=FV = 25 x1-1 =2.75 kw1000 nw1000 xi按机械课程

6、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n=0.97轴承采用球轴承(稀油润滑)n2 =0.99高速级用弹性联轴器n =0.992n=0.89低速级用滑块联轴器n=0.98总效率 n= n 2 n 3 n n = 0.972 x 0.993 x 0.992X 0.98 =0.89P 电动机所需工作功率 Pd(kw)为Pdw =2.75- 0.89=3.1kwn1.2确定电动机转速卷筒轴工作转速n w = 60 x1000v =52.5r/minnD二级圆柱齿轮减速器传动比3 53 i25电机转速n=(35)x (35) n w=472.5r/min1312.5r/min取 n

7、=1000r/mi n所以，由机械课程设计手册表12-1得电动机型号为丫132M1-6额定功率p=4 kw ,满载转速n m =960r/minp d =3.1kwn w =52.5r/minn=1000r/minp=4 kwn m =960r/min由表12-3得轴伸尺寸 直径38mm长度80mm2传动比分配.nmi=nw=960 = 52.5=18.32.2分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮i1 =(1.31.5)i 2i= i1 i2计算可得 i1=4.88 i 2 =3.753.运动和动力参数计算高速轴n1= n m =：960r/min中间轴n2= nJi 1 = 960

8、/4.88=196.7r/mi n低速轴n3=n 2/ i2 = nm/ i1 i 2 =960/18.3=52.5r/min3.1各轴转速3.2各轴功率高速轴 P1 = Pd n=3.1X 0.992=3.075kw中间轴 p2= p1 n n = 3.075X 0.97 X 0.99=2.953kwi =18.3i 4 = 4.88i 2 =3.75n 1 = 960r/minn2= 196.7r/minn3= 52.5r/minp 1 =3.075kwp 2 =2.953kw2.1总传动比低速轴p3 = p 2 n n = 2.953X 0.97X 0.99=2.836kwp 3 =2.

9、836kw3.3各轴转矩高速轴 T1 =9550 Pl =30.56 N M6中间轴T2 =9550 H2 =143.37 N Mn2低速轴T3=9550V3 =515.88 N MT 1 =30.56 NmT2 =143.37NmT 3 =515.88 Nm4.传动零件的设计计算4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度;（3）材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45 （调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；（

10、4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z =i1 Z1 =4.88X 24=117.12，取；Z2=118类型：直齿圆柱齿轮, 7级精度 材料：小齿轮40Cr（调质）280HBS大齿轮45钢（调质）240HBSd2.23 3 心一3( _E)2，d u(h)4.1.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算8#（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3。2）小齿轮传递的转矩T1 = 9.55X 106 P1 =30560N M3）由教材表10-7选取齿宽系数 d=1。24）由教材表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢 ZE=189.8MPa95）由教材图10-21d按齿面硬度查得

11、小齿轮的接触疲劳强度极限dimi=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限 dim2=550MPao6）由教材公式10-13计算应力循环次数（设每年工作356天）9N, =60厲 jLh =60 X 960 X 1 X 356 X 2 X 8 X 8=2.691 X 10N2N1112.691 1094.88=5.514X 1087）由教材图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1 = 0.9 K HN 2 =.58）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1则叶产 KHN-lim1 =540MPaSCh 2 =K HN 2Tim 2S=577.5MPa计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由

12、计算公式得d1t 就23 :113 3056088 1 (1898)2 =41.883mm4.885402）计算圆周速度dn n160 1000 :960 41.88360 1000=2.105 m/s3)计算齿宽bb = dd1t =1 X 41.883=41.883mm4）计算齿宽与齿高比b/h模数：七:弋圖齿高：h =2.25mt1 =1.745X 2.25=3.926mmb/h =10.67ch 1=540MP ach 2=577.5M Pad 1t =41.883mmv=2.105m/sb=41.883mmmt1 =1.745 mmh=3.926mm115）计算载荷系数K。由教材表1

13、0-2查得使用系数Ka=1；根据、. =2.105 m/s, 7级精 度，由教材图10-8查得,动载系数Kv=1.1;直齿轮Kh 一二= 1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称 布置时，K/ =1.417;由 b =10.67, Kh ： =1.417查教材图 10-13得 K 3.护d乙j#（1）确定计算参数1）由教材图10-20 c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，

14、则有11 =K FN1 FE1S0.85 5001.4= 303.75MPa二 F 】1 =303.75MPa二 F 2K FN2匚 FE2S0.88 3801.4238.86MPa4) 计算载荷系数K= KAKvKf.Kf -1 X 1.1 X 1 X 1.38=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Y Fa1=2.65； Y Fa2=2.16； Ysa1=1.58； Ysa2=1.81；f2 =238.86MPaK=1.5186) 计算大、小齿轮的緒并加以比较Yf* = 2.65 1-58=0.01379二 Fh 303.57丫Fa2丫Sa2F216 叫.0

15、11973238.8613#m1=1.31 mmm13 2 1.518 30560 V 1X2420.01379 =1.31mm小齿轮的数值大。(2)设计计算#对比计算结果，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#d1m-i44.4951.5=29.6Z1=30 z2=147#取 Z1-30，则 Z2=i1Z1=4.88X 30=146.4取 147。4.1.4几何尺寸

16、计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d1=45mmd2=220.5mmd1 =Z 1m1 =30X 1.5=45mmd2 =Z 2 m1 = 147X 1.5=220.5mm（2）计算中心距a1 =（ d1 + d 2 ）/2= 132.75mm（3）计算齿轮宽度b = % dj = 1 x 45=45mm圆整后取 B2=45mm, B1=50 mm4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照咼速级设计）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280 HBS的40Cr（调质）,

17、大齿轮为硬度240 HBS的45 （调质）；仍初选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数 Z2=i2Z1=3.75X 24=904.2.2按齿面接触强度设计试算公式：JKT2i2 十 1Ze 2d1t 2.32；*（）*di2U（1）确定公式内各计算数值试选载何系数Kt=1.3;小齿轮传递转矩T2=1 43.37 N M,12d=1; ZE=189.8MPa2 ;应力循环次数：8N =60 nzjLh =6096.7x2x8x8x356=5.514X 10N15.514088N2 1 =1.47X 10 ;i23.75小齿轮的接触疲劳强度极限eiim=600MPa ；大齿轮 cniim=550MPa

18、；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,a1 =135mmB1=50mmB2=45mm类型：直齿圆柱齿轮材料：小齿轮280 HBS40Cr（调质） 大齿轮240 HBS45钢（调质）16计算得接触疲劳许用应力K hn 1；limlS1.05 6001=630Mpa550=616Mpa-H 1=630Mpa匸 H2=616MPa17#（2）计算1）小齿轮分度圆直径dit=2.32 3 13143370 3.75 1x13.75（898）2 =64.205mm6162）圆周速度-d 牡 n 260 1000-64.205 196.760 10

19、00=0.661m/s3）齿宽b= dd1t = 1 x 64.205=64.205mmd1t 64.205 r模数mt = =2.67 mmz124齿高h=2.25x mt=2.25x 2.67=6.019 mmb 宽高比=10.666h4）载荷系数。d 1t =64.205mm v=0.661m/s=64.205mmmt =2.67mmh=6.019mm#K=1.5653 d 1 =68.305mmm=2.846mmKv=1.01 ;直齿轮 Kh,=Kf,=1.0 ; Ka=1 ; K 1.423,心：39;则 K = KaKvKh： K： = 1.56535）按实际的载荷系数校正所算得的

20、分度圆直径_ i1 K _= dt3=68.305mmKt6）计算模数 m =虫=68.305 mm = 2.846mmz1244.2.3按齿根弯曲强度设计设计公式：(2KT2FaYsa、m - 3刁()忖 6(1)确定公式内各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFEi=500MPa;大齿轮的疲劳强度极限(FE2=380MPa;弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.88, Kfn2=0.9;载荷系数 K 二 KaKvKf：K=1.529;Y Fa1=2.65, Y Fa2=2.21 ； Y Sa1=1.58, Y Sa2=1.78； S=1.4；计算弯曲疲劳许用应力：则：*1=51 = 10.88500

21、丫Fa1丫Sa1心1K FN 2；- FE21.4二314.20.9 3801.4265 1=0.01332314.2=244.29 Mpa二 F1 =314.2MPa二 F2 =244.29 Mpa丫Fa 2丫Sa2；十22.21 1.78 =0.01610244.29大齿轮数值较大(2)设计计算2 1.529 14750021 240.0161=2.33 mmm= 2.33mm取m2=2.5，则小齿轮齿数d168.305廿=27.3 取乙=282.5大齿轮齿数 Z2=i2Z1=3.75X28=1054.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径d3 =Z1m=28X 2.5=70mmZ1=28Z2

22、=105d3=70mmd4 =z2m=105 2.5 =262.5mmd4=262.5mm中心距a2坐色=70 262.5 =166.25 mm2齿轮宽度b二d d! = 1 x 70 =70 mm取 B4=70mm, B3=75 mm。5装配草图a2=166.25mm B3=75 mmB4=70mm5.1轴最小直径初步估计5.1.1高速轴材料40Cr（调质），硬度为280HBS，由教材表15-3取A0=105d1_A03 R =105=15.52 mm取 22mmd 1 =22mm20#d 2 =30mmd 3 =40mmT c1 =45.84N MT C3 =773.82N M5.1.2中

23、间轴材料40Cr（调质），硬度280HBS，由教材表15-3取A=110fpT2963廿d2 兰代3=110 江3i=27.14mm 取 30mm2 n2 196.75.1.3低速轴材料45钢调质，硬度250HBS，由教材表15-3取A0=110 d AnJ =11J.836 =41.58mm 取 40mm3 0 n3； 52.55.2联轴器初步选择由教材表14 1查得工作情况系数K=1.5计算转矩Td=KT1 =1.5X 30.56=45.84N MTC3=KT3=1.5X 515.88=773.82N M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21#LM4JB38 60Y

24、B22 52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WH7JM0 84J140 84#第一次放大第二次放大高速轴26mm30mm中间轴33mm35mm低速轴46mm50mm5.3轴承初步选择根据以上数据，高速轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承高速轴中间轴低速轴7006C7007C6010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：6X6X 32中间轴：大齿轮连接键：12X 8X 32低速轴：大齿轮连接键：16X 10X 50输出联轴器连接键：12

25、X 8X 70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=22800mm r/min冲间轴 6884.5mm r/min,低速轴 dn=2625 mm - r/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最低约一个齿高， 但不少于10mm,最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶到油池底面的距离 30mm。6.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=8.287 88箱盖壁厚0.02a+3=7.23 88箱盖凸

26、缘厚度b11.5 812箱座凸缘厚度bi.5S12箱座底凸缘厚度b22.5 S20地脚螺钉直径df0.036a+i220地脚螺钉数目na 250 500,n=6, a500时，n=84轴承旁联接螺栓直径di0.75df16盖与座联接螺栓直径d2（0.5 0.6）df10连接螺栓d2的间距Li50 200150轴承端盖螺钉直径d3（0.4 0.5）df8视孔盖螺钉直径d4（0.3 0.4）df8定位销直径d（0.7 0.8）d28di d2 df至外箱壁距离Ci表 11-2Cif=26Cii=22Ci2=16df d2凸缘边远距离C2表 11-2C2f=24C2i=20C22 = 14轴承旁凸台

27、半径RiC2120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+（5 10）4723铸造过渡尺寸x,y表 1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离 i 1.2 S10齿轮端面与内箱壁距离 2 S10箱盖箱座肋厚mi,mm忤 0.85 Si, m0.86 Sm1=7m=7轴承端盖外径D2D+ （55.5） d3D21=95D22=102D23=120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，Mdi和Md2互不干涉为准，一般取s心D2S1=95S2=102S3=1207轴的受力分析和强度校核7.1高速轴受力分析及强度校核FNHlFNH2MV24如图小齿轮受力:

28、2Tidi2 30.56 10345=1358.2 NFr1 =Ft1tan： =1358.2 tan20 =494.4 N受力分析：由轴的结构图得：L1=134mmL2=51.5mm水平面：由FNH 1(L1 L2 - Fr1 L2Fnh 2( L1* L2 ) = Fm L1得：Fnh1=137.3NFnh2=357.1N弯矩 M h =FNH1L1=18390.7 N mm铅垂面：由FNV 1(L1 L2 = Ft1L2FnV 2 ( L1 L2 - Ft1 L1得：Fnv1=377.1N Fnv2=981.14 N弯矩 MV = FNV1L1=50526.7N mm22总弯矩 M1 =

29、 ,；M h Mv =53770 N mm扭矩 T1=30560 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6caM2 CTJ2w=21MPa之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得J=70 MPajv=，故安全。7.2中间轴受力分析及强度校核Ft1 =1358.2NF r1 =494.4NFnh1=137.3NFnh2=357.1NM H =8390.7 N - mmFnv1=377.1NFnV2=981.14NM V =50526.7N - mmM 1=53770N - mm二 ca =21MPaca安全2627#如图大齿轮受力:#2T2d22 143.37 1032

30、20.5=1300.4NFr2 = Ft2 tan 匚-1300.4 tan20 =473.3N小齿轮受力:Ft32T2 _ 2 143.37 103d3 一 70=4096.3NFr3 二 Ft3tan： =4096.3 tan20 =1490.9N.Ft2 =1300.4NF r2 =473.3NFt3 =4096.3NF r3 =1490.9N28#受力分析：由轴的结构图得：Li=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.#水平面:FNH 1( L1 L2 L3) Fr3(L1 L2 - Fr2L3FNH 2 (L1 L2 L3) Fr3 L| = Fr2 (L1 L2 )得

31、：Fnhi=-843.3NFnh2=174.3N弯矩 M hi= FnhiLi=-54393 N mmM H2 =F3L2+Fnhi(L什L2)= 102987.6 N mm 铅垂面：FNV1 ( L1L2 L3) =Ft3(L2 L3)Ft2L3FNV 2( L1L2 L3) =Ft2(Li L2 )Ft3L1得：Fnvi=3042.2NFnv2=2354.5N弯矩 Mv1 = FnviLi = 196222 N mmM V2 =Ft3 L2 Fnvi (Li+L2)= 122434 N mm总弯矩 M2i.= ., MhiMvi =203621 N mmM 22= M H22 M V22

32、=159989 N mm扭矩T2 =143370 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6Mi2 CT2)2ca=51.6MPa之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得J =70 MPa匚ca ；7，故安全7.3低速轴受力分析及强度校核Fnhi=-843.3NFnh2=174.3NFnvi=3042.2NFnV2 =2354.5NM 21 .=203621N - mmM 22 =159989N - mm匚 ca =51.6MPa安全3031#T,#如图所示，齿轮受力为：l 2T32 汉 515880Ft4=3931Nd4262.5Fr4= Ft4 tan a=3931

33、 x tan20 =1431N由轴的结构图得：Li=62.5mmL2=123mm受力分析水平面：Fnh 1（ L1 + L2 ） = Fr 4 L2FNH2（L1+L2）=Fr4L|得：Fnhi =933.8 NFnh2=497.2 N弯矩M H =FnhiLi=61164 N mm垂直面：FNV1（L1+ L2）= Ft4 L2FnV2（L1 +L2）= Ft4L1得：Fnv1=2565 NFnv2=1366N弯矩M V =FnwL1=168008 N mm总弯矩： M3 = Jmh2 + Mv2 =178795N mm扭矩T3 =515880 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=

34、0.6Jm2 +（町3）2ca = =21.5MPaw此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得J=60 MPa%a Fd1,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=392.4 NFa2=Fd2=392.4 N7006C轴承判断系数e=0.4o皂=1.04 e丘=0.4F r1F r2由教材表13-5得动载何系数：X1=0.44, 丫1=1.40X2=1 , 丫2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X 1 Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)= 1079.2 N因为P1VP2，所以以轴承2作为寿命计

35、算轴承。 球轴承& =3106 C 3Lh =(一 )3=48507 h 60n1 P2Ly =h=8.3 年2 年2疋8疋365所以寿命满足使用要求。8.2中间轴寿命计算中间轴轴承为7007CoF r1 =377.1NF r2 =981.1NP1=786.8NP2=1079.2 NLy =8.3 年合格33由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：C=19.5 kNF r1 =3042.2NF r2 =2354.5N轴承受到的径向载荷：Fr1 =F NV1 =3042.2NFr2=FNV2 =2354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fdi=eFri=1216.9 NFd2=eFr2=941.8 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0o 因为Fae+Fd2 eFr1Fr2由教材表13-5得动载荷系数：X1=1 , 丫1=0X2=0.44, Y2=1.40P1=3346.4 NP2=3013.6 N由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3346.4 NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=3013.6 N因为P1P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。球