二级展开式圆柱齿轮减速器完整版绝密

1、机械设计课程设计设计说明书课题：二级展开式圆柱齿轮减速器课题：二级展开式圆柱齿轮减速器设计者：设计者： XXXX 学号：学号：XXXX专专 业：业：XXXX 班级：班级：XXXX指导老师：指导老师：XXXX 设计时间：设计时间：20132013 年年 1212 月月1目目 录录一、设计任务书- （2）二、传动方案的拟定- （2）三、电动机的选择和计算- （3）四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算- （4）五、联轴器的选择- -（5）六、轴的设计计算-（6）七、铸铁箱体结构尺寸-（14）八、轴的设计-（14）九、轴的校核- -（17）十、轴承的校核-（19）十一、键的选择与校核-2（21）

2、十二、润滑与密封-（22）十三、设计小结-(22)十四、参考资料-（23）设设 计计 计计 算算 内内 容容计算结果计算结果一、设计任务书一、设计任务书1 1要求：要求：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用年限 10年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差。%52 2已知：已知：带的圆周力 F=3200N，带速度 V=1.3m/s,卷筒直径 D=300mm。3 3设计任务设计任务：减速器装配图一张； 零件工作图 2 张； 零件说明书 1 份。二、传动方案的拟定二、传动方案的拟定传动方案如下图 1 所示：343 3电动机选择电动机选择1.1.电动机的类型和结构形式的选择电动机的类

3、型和结构形式的选择 经综合分析，选用 Y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。 Y 系列电动机，额定电压为 380V，额定频率为 50HZ.。 本设计中电动机采用封闭式结构。2.2.电动机容量的选择电动机容量的选择 工作机所需功率 kWFvPww333.496.010003.132001000 传动装置总效率9 . 097. 099. 099. 0232232卷筒齿轮轴承联轴器a 所需电机输出 kWPPawd814,49.0333.4 滚筒转速 min/83min/80.8230. 03 . 16060rrdvn 综合考虑，选 Y132M2-6

4、，Ped=5.5kW nm=960r/min4 4、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算整个传动系统运动和动力参数的选择与计算1.1.传动装置所要求的总传动比为：传动装置所要求的总传动比为： 59.1183960nnima 同时 59.111 i iia i1高速级传动比 由 aii5 . 13 . 11 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似取 1.4 高速级传动比 88. 33 . 157.114 . 11aiiPw=4.333kWPd=4.814kWn=130r/minY132M2-6Ped=5.5kW nm=960r/min5 低速级传动比 98. 288. 357.111iiia2.

5、2.传动装置的运动和动力参数传动装置的运动和动力参数（1）.各轴的转速： 轴：r/min 960n 轴：r/min 423.24788. 3960in1n 轴: min/027.83298423.247rinn(2).各轴的输入功率（kw） 轴： kW718, 499. 099. 0814. 4联轴器dPP 轴： kWPP531. 499. 097. 0718, 4轴承齿轮 轴: kWPP351. 499. 097. 0531. 4轴承齿轮滚筒： kWP308. 499. 0351. 4P联轴器轴承 （3） 各轴输入扭矩的计算（Nm） 电动机轴的输出转矩为：oT mNnPTmd889.4796

6、0814. 4955095500故，轴： mNTT936.4699. 099. 0889.4710 轴： mNiTT882.17488. 399. 097. 0936.461轴承齿轮 轴： mNiTT458.50098. 299. 097. 0882.174轴承齿轮i1=3.88i=2.98r/min 960n r/min423.247nmin/027.83rn4.718WPkWP531. 4kWP351. 4kWP308. 4mNT889.470mNT936.4616 滚筒： mNTT454.45999. 0458.500联轴器轴承将各轴的运动和动力参数列于表 1。 表表 1 1 各轴的运动

7、和动力参数各轴的运动和动力参数轴 号功 率KWP/转 矩T/(N.m)转 速min)/(rn传动比i效率电动机轴4.8147.88996010.99轴4.71846.9369603.880.9轴4.531174.882247.4232.980.96轴4.351500.4883.027卷筒轴4.308459.45483.02710.96 五五. .联轴器的选择联轴器的选择 最小轴径 轴： mmnPCd788.1903. 1960718. 41133311 II 轴：mmnPCd679.3003. 1423.247531. 41133322 轴：mmnPCd555.4303. 1027.83351

8、. 41133333 电动机轴径 d=38mm轴：主动 J1型轴孔 C 型键槽 d=38mm L1=82mm 从动 J1型轴孔 C 型键槽 d=32mm L1=82mm TL6 型联轴器 GB/T 4323-848223CJ8283CJ11mNT882.174mNT458.500mNT454.459mmd788.19mmd679.30mmd555.437六齿轮的设计计算六齿轮的设计计算1.1.高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计1).齿轮材料，热处理 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 230-250HBS，取小齿轮齿

9、数=241Z高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度 190-210HBS，大齿轮齿数 取 Z =93.12.932488. 312ziz2 误差小于 5%875. 3249312ZZui 2)初步设计齿轮传动的主要尺寸(1).确定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮 Flim =220MPa 小齿轮 Flim =250MPa .寿命次数 应力循环次数 81FF110216. 98)250(8609160tn60jN 82FF210375. 28)250(8423.247160tn60jN YN1=0.88 YN2=0.93 .试验齿轮应力修正系数 YST=2.最小安全系数 按一般可靠度

10、SFmin=1.25.许用弯曲应力 MPa35225. 1288. 0250min11lim1FSTNFFSYY MPa36.32725. 1293. 0220FminSTN2Flim2F2SYY (2).确定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮 Hlim =580MPa 小齿轮 Hlim =550MPa .寿命系数 应力循环次数 81HH110216. 98)250(8960160tn60jN小齿轮 45 钢大齿轮 45 钢小齿轮调质，硬度 230-250HBS大齿轮正火，硬度 190-210HBSFlim =220MPaFlim =250MPaYN1=0.88 YN2=0.93YST=2S

11、Fmin=1.251FMPa352 F2MPa36.327Hlim =580MPaHlim =550MPa8 82HH210375. 28)250(8423.247160tn60jN ZN1=0.9 ZN2=0.92.最小安全系数 按一般可靠度 SHmin=1.许用接触应力 MPa52219 . 0580SZHminN1Hmin1H1 MPa506192. 0550SZHminN2Hmin2H2H2H1，取H=H2=506MPa (3).按齿面接触强度确定中心距载荷系数 设齿轮按 8 级精度制造 电机驱动，轻微振动 取 K=1.2齿宽系数 按非对称布置软齿面取 1d 41. 0188. 312

12、12uda.弹性系数 ZE=189.84.节点区域系数 初设螺旋角 12 ZH=2.465.重合度系数Z 端面重合度 675. 112cos)931241(2 . 388. 1 cos)11(2 . 388. 1 21zz 轴向重合度 163. 112tan241tancossinsin111ZmmZmdpbdnndndn 772. 0675. 111Z6.螺旋角系数 989. 012coscosZ SHmin=1H=506MPaK=1.2a41. 0ZE=189.8ZH=2.46675. 163. 1989. 0Z97.设计中心距 mmZZZZuKTuaHHEa778.101506989.

13、0772. 046. 28 .189875. 34 . 0936.462 . 1500) 1875. 3(500) 1(32321 702. 1932412cos778.1012cos221zzamn取 mn=2，重求中心距mmzzman614.11912cos2)9324(2cos2)(21圆整中心距，取 a=120mm调整 839.121202)9324(2arccos2)(arccos21azzmn (4).确定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=24 z2=93 2.模数 mn=2mm 3.实际齿数比 875. 3249312zzu 4.确定分度圆直径 mmzmdn231.49839.12

14、cos242cos11 mmzmdn770.190839.12cos932cos22 5.确定齿宽 mmabba2 .4941. 01202 取 b=b2=50mm 1bmmb5552 (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 13.29839.12cos24cos3311zzvmma614.119839.12mmd231.491mmd770.1902mmb5021bmm5510 34.100839.12cos93cos3322zzv 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18 YSa2=1.79 3.重合度系数 Y 重新计算端面重合度 6

15、70. 1839.12cos9312412 . 388. 1cos112 . 388. 121zz 699. 0670. 175. 025. 075. 025. 0Y 4.螺旋角系数 由 及 1，取 Y=0.91 5.校核弯曲强度 =F111111MPa50.5991. 0699. 0625. 152. 22936.4650936.462 . 120002000YYYYmbdKTSaFanF F222112MPa70.5691. 0699. 079. 118. 22936.4650936.462 . 120002000YYYYmbdKTSaFanF (6).设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数

16、mn=2mm 齿数 z1=24 z2=93 齿宽 b2=50mm b1=55mm 分度圆直径 d1=49.231 mm d2=190.770 mm 中心距 a=120 mm 螺旋角 =12.839 齿轮精度 8 级 齿轮材料 小齿轮 45 钢，调质，230-250HBS 大齿轮 45 钢，正火，190-210HBSYFa1=2.52 YSa1=1.625YFa2=2.18 YSa2=1.79699. 0YY=0.91mn=2mmz1=24 z2=93b2=50mm b1=55mmd1=49.231 mmd2=190.770 mma=120 mm=12.839111.1.低速级齿轮传动设计低速级

17、齿轮传动设计1).齿轮材料，热处理 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 230-250HBS，取小齿轮齿数=281Z高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度 190-210HBS，大齿轮齿数 取 Z =84.44.8328982.12ziz2 误差小于 5%3288412ZZui 2)初步设计齿轮传动的主要尺寸(1).确定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮 Flim =220MPa 小齿轮 Flim =250MPa .寿命次数 应力循环次数82FF210375. 28)250(8423.247160tn60jN7

18、3FF310971. 78)250(8027.83160tn60jN YN2=0.93 YN2=0.97 .试验齿轮应力修正系数 YST=2.最小安全系数 按一般可靠度 SFmin=1.25.许用弯曲应力MPa37225. 1293. 0250FminSTN2Flim2F2SYYMPa44.34125. 1297. 0220min33lim3FSTNFFSYY (2).确定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮 Hlim =550MPa 小齿轮 Hlim =580MPa .寿命系数 应力循环次数82HH210375. 28)250(8247.423160tn60jN小齿轮用 45 钢大齿轮用 4

19、5 钢小齿轮调质，硬度 230-250HBS大齿轮正火，硬度 190-210HBSFlim =220MPaFlim =250MPaYN2=0.93 YN2=0.97 YST=2SFmin=1.25MPa372F2MPa4 .3413FHlim =550MPaHlim =580MPa8H210375. 2N7H310791. 7N1273HH310791. 78)250(8027.83160tn60jN ZN2=0.92 ZN3=0.97.最小安全系数 按一般可靠度 SHmin=1.许用接触应力MPa6 .533192. 0580SZHminN2Hmin2H2MPa5 .533197. 0550

20、SZHminN3Hmin3H3H2H3，取H=H2=533.5MPa (3).按齿面接触强度确定中心距载荷系数 设齿轮按 8 级精度制造 电机驱动，轻微振动 取 K=1.2齿宽系数 按对称布置软齿面取 1d 503. 0198. 21212uda.弹性系数 ZE=189.85.节点区域系数 初设螺旋角 12 ZH=2.465.重合度系数Z 端面重合度 69. 112cos)841281(2 . 388. 1 cos)11(2 . 388. 1 21zz 轴向重合度 190. 112tan281tancossinsin111ZmmZmdpbdnndndn 769. 069. 111Z8.螺旋角系

21、数 9890. 012coscosZ SHmin=1H=533.5MPaK=1.2503. 0a ZE=189.869. 190. 1139.设计中心距 mmZZZZuKTuaHHEa02.1315 .533989. 0769. 046. 28 .18935 . 0882.1742 . 1500) 13(500) 1(32321 284. 2842812cos02.1312cos221zzamn取 mn=2.5，重求中心距mmzzman13.14312cos2)8428(2cos2)(21圆整中心距，取 a=145mm调整 094.151452)8428(2arccos2)(arccos21a

22、zzmn (4).确定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=28 z2=84 2.模数 mn=2.5mm 3.实际齿数比 3288412zzu 4.确定分度圆直径 mmzmdn464.72094.15cos282cos11 mmzmdn391.217094.15cos842cos22 5.确定齿宽 mmabba79.72503. 01452 取 b=b2=75mm b1=b2+5=80mm (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 06.31094.15cos28cos3311zzvmma13.143094.15mmd464.721mmd391.2172b2=75mmb1=80mm14 19.9309

23、4.15cos84cos3322zzv 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.20 YSa2=1.78 3.重合度系数 Y 重新计算端面重合度 67. 1094.15cos8412812 . 388. 1cos112 . 388. 121zz 699. 067. 175. 025. 075. 025. 0Y 4.螺旋角系数 由 及 1，取 Y=0.88 5.校核弯曲强度 =F111111MPa67.7788. 0699. 0625. 152. 22464.7275882.1742 . 120002000YYYYmbdKTSaFanF F2

24、22112MPa27.7488. 0699. 078. 120. 22464.7275882.1742 . 120002000YYYYmbdKTSaFanF (6).设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数 mn=2.5mm 齿数 z1=28 z2=84 齿宽 b2=75mm b1=80mm 分度圆直径 d1=72.464 mm d2=217.391mm 中心距 a=145 mm 螺旋角 =15.094 齿轮精度 8 级 齿轮材料 小齿轮 45 钢，调质，230-250HBS 大齿轮 45 钢，正火，190-210HBSYFa1=2.52 YSa1=1.625YFa2=2.20 YSa2=1.786

25、99. 0YY=0.88mn=2.5mmz1=28 z2=84b2=75mm b1=80mmd1=73.464mm d2=217.391mma=145 mm=15.09415 7.7. 铸铁箱体结构尺寸铸铁箱体结构尺寸箱座壁厚： =0.025a+3=6.6258mm 取 =8mm箱盖壁厚： 1=0.8=8mm 箱座凸缘厚度 b=1.5=12mm箱盖凸缘厚度 b1=1.51=12mm箱底座凸缘厚度：b2=2.5=20mm地脚螺栓直径：df=0.036a+12=17.22mm 取 M18 地脚螺栓数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75df=12.92mm 取 M14箱盖与箱座连接螺栓直径：

26、d2=0.5df=9.47mm 取 M10 轴承端盖螺钉直径：d3=0.4df=7.75mm 取 M8视孔盖螺钉直径：d4=0.4df=6.03mm 取 M8定位销直径：d=0.7d2=7.1mm 取 M8df、d1、d2至外箱壁距离 df c1=24mm c2=22mmdf、d2至凸缘边缘的距离 d1 c1=20mm c2=18mm d2 c1=16mm c2=14mm轴承旁凸台半径 R1=c2=18mm凸台高度 h=58mm外箱壁至轴承座的距离 l1=c1+c2+50mm大齿轮顶圆与内机避的距离 1=8mm齿轮端面与内机壁距离 2=8mm箱盖肋厚 m1=0.851=6.8mm 取 8mm箱

27、座肋厚 m=0.85=6.8mm 取 8mm8 8轴的设计轴的设计轴的结构设计：轴的结构设计：1、高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定： ：最小直径，安装联轴器的外伸段，=11d11dmmd32min1 ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准12d（拟采用毡圈密封） ，=36mm12d ：滚动轴承处轴段，=40 mm ，滚动轴承选择 7208AC，13d13d16 ：轴肩，=47 mm14d14d ：齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以15d轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 45 钢调质处理。5015d ：轴肩，=47 mm16d16d ：滚动轴承

28、处轴段，=40 mm.17d17d13d（2）各轴段长度的确定： ：由联轴器的毂孔宽确定，=82 11lmmL82111lmm ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=8212l12lmm ：由滚动轴承装配关系等确定，且加挡油板，=2313l13lmm ：由装配关系，箱体结构等确定，=9514l14lmm ：由高速级齿轮宽度 B1=55确定，=5515lmm15lmm ：取为=2316l16lmm ：由滚动轴承装配关系等确定，=1817l17lmm2、中间轴的结构设计（1）各轴段直径的确定： ：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承 21dmmd4521选取 7209AC, ：齿轮处轴段：由于小

29、齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结22d构。 所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 45 钢调质处理。 =52 22dmm ： 轴环，=5823d23dmm ：高速级大齿轮轴段，。24dmmd5224 ：滚动轴承处轴段，=45 mm 25d25d21d（2）各轴段长度的确定：17 ：由滚动轴承装配关系等确定，=3721l21lmm ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，=8022l22lmm ：轴肩宽度，=1023l23lmm ：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，=50.24l24lmm ：由滚动轴承装配关系等确定，=3725l25lmm3、低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定： ：滚动轴承处轴段，=

30、55 mm，滚动轴承选取 7311AC，31d31d ：低速级大齿轮轴段，=64mm32d32d ：轴环，=70mm33d33d ：过度轴段，=64mm34d34d ：滚动轴承处轴段，=55mm35d35d ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的 36d标准（拟采用毡圈密封） ，=50 mm36d ：最小直径，安装联轴器的外伸段，37dmmd4537（2）各轴段长度的确定： ：由滚动轴承装配关系等确定，=38 31l31lmm ：由低速级大齿轮宽度，=7532l32lmm ：轴环，=1033l33lmm ：过渡轴段，=6634l34lmm ：滚动轴承处轴段，=23 35l35lm

31、m ：密封处轴段，取=4337l37lmm18 ：安装联轴器的外伸段 38lmml11238九、轴的校核计算九、轴的校核计算低速轴的校核低速轴的校核（1）计算轴上的作用力：NdTFt2 .4604391.21725004582N173415cos20tan2 .4604costanntraFFNFFta7 .123315tan2 .4604tan （2） 、绘制轴的力学模型图（3）.求垂直面支反力，见图 由绕支点 A 的力矩和，得：0AVM 0)(211BvtFllFL 方向向上 同理，NFBV94.144919 方向向上NFAV26.3154 MAV=FAVL1=-179792.82Nmm

32、MBV=FBVL2=179792.82Nmm（4）.水平面支反力，见图 由绕支点 A 的力矩和，得：0AHM 0)(2121rAHaFLFllFd 方向向上 同理，得：NFBH194 方向向上NFAH1540MAH=L1FAH=87780NmmMBH=L3FBH=24056Nmm(5）.合成弯矩图， C 处：mmNMMMMMAVAHCVCHC95.20007682.17979287780222222maxmmNMMMMMBVBHCVCHC57.3003282.17979224056222222min20（6）.转矩图，见图 mmNT 500458（7）.当量弯矩 比较 MB、MC可知，当量弯矩

33、最大处是 C 截面处 mmNTMMCBeq94.360825)5004586 . 0(200076)222max2（8）计算危险截面直径 查表得MPa601 mmMdeqBB2 .391 . 031 小于设计轴径 十十、轴承的校核高速轴滚动轴承的校核高速轴滚动轴承的校核选取 7208C，其基本参数查资KNCKNCorr8 .25,8 .36 NFa54.426NFr75.700min/960rn 且 h=8x10 x365=29200计算轴承的当量动载荷 P查表取，需有所得的 Fa 值验证一下，比值1 . 1pK015. 0orCFa015. 0CrFa21 由表 17-5 得 X=0.38，

34、Y=1.47 得， NFaYFrXfPP63.982)( 由预期寿命求所需的 C 9 .24186106036hnlpC确定轴承型号查机械设计手册 P119，由周径 d=40 选 7208AC 轴承， ，其Cr=36800 比 24186.9 大，故 7208C 轴承合适传动轴滚动轴承的校核传动轴滚动轴承的校核选取 7209C，其基本参数查资KNCKNCorr5 .28,5 .38 NFa70.1254NFr28.2061min/423.247rn 且 h=8x10 x365=29200计算轴承的当量动载荷 P查表取，需有所得的 Fa 值验证一下，比值1 . 1pK056. 0orCFa033

35、. 0CrFa 由表 17-5 得 X=0.43，Y=1.30 得， NFaYFrXfPP07.2768)( 由预期寿命求所需的 C 79.20936106036hnlpC确定轴承型号查机械设计手册 P119，由周径 d=45 选 7209C 轴承， ，其 Cr=38500比 20936.79 大，故 7209C 轴承合适选取 7211C，其基本参数查资KNCKNCorr5 .40,8 .52 NFa7 .1233NFr1734min/027.83rn 且 h=8x10 x365=29200计算轴承的当量动载荷 P查表取，需有所得的 Fa 值验证一下，比值1 . 1pK0304. 0orCFa22023. 0CrFa 由表 17-5 得 X=0.40，Y=1.40 得， NFaYFrXfPP78.2661)( 由预期寿命求所需的 C 15nlpC确定轴承型号查机械设计手册 P119，由周径 d=40 选 7208AC 轴承，