二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 用于带式运输机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器_机械工程及自动化_ 专业_机电二_ 班设计者 张洪彬_指导教师 _余龙_2013_年 01_月 16_日目 录传动方案的拟定及说明1传动装置运动学计算3齿轮传动计算4轴的设计计算11滚动轴承选择计算16键的选择计算17联轴器的选择计算17减速器结构设计17减速器的润滑18设计小结19参考资料目录19设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号1传动方案的拟定及说明带式运输机的工作原理：F=4800N V=1.25 D=350由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构

2、的特点是：减速器横向尺寸较大，结构较复杂，由于不对称布置，震动大对刚度要求较高. 传动装置运动学计算1、 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：空载起动，工作有轻震、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。2、 电动机容量的选择工作机所需功率Pw PwFv/1000=4800X1.25/=6KW查表13-7可得：滚子轴承效率n1=0.98（三队齿轮轴轴承和一对卷筒轴轴承）；齿轮副效率n2=0.97（齿轮精度为7级）；齿轮联轴器n3=0.99；（两个）卷筒效率n4=0.96。则n= n1 4×n2 2×n3 2×n4=0.984×0.972&

3、#215;0.992×0.96=0.823、 电动机型号的确定电动机的工作效率Pd= Pw/n=6/0.82=7.32 KW,由表11-1，选电动机的额定功率为7.5 KW;卷筒工作的转速nw=60×1000V/(3.14D)=95.5r/min,由表2-1可知，二级圆柱减速器的传动比i=840，则传动比合理范围为ia=840.电动机转速可选范围为nd=ia×nw=(840) ×95.5=7643820r/min。综合考虑，选择电动机型号为Y132M4，满载转速nm=1440r/min。基本符合题目所需的要求。4、传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：

4、ia=nm/nw=1440/95.5=15.1按浸油润滑条件考虑，取传动比i1=1.3i25、 合理分配各级传动比各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III工作轴转速（r/min）1440144031692.6892.68功率（kW）7.57.4257.0586.7106.510转矩（N·m）49.7449.24213.3691.4670.8传动比114.433.411齿轮传动的计算高速级1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40

5、HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z2107；4） 选取螺旋角。初选螺旋角14°2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由机械设计图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取齿宽系数d1（4） 由图1026查得10.78，20.87，则121.65（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳

6、强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×1440×1×（1×8×365×10）2.523×109 N2N1/4.435.695×108（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.98；KHN20.98（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.98×600MPa588MPa H20.98×550MPa539MPa HH1H2/2563.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t

7、=42.84mm （2） 计算圆周速度v=3.14d1tn1/(60×1000)=3.23m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1×42.84mm=42.84mmmnt=1.73h=2.25mnt=2.25×1.73mm=3.89mmb/h=42.84/3.89=11.01（4） 计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×24×tan14=1.903（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=3.23m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11； 由表10-4查得 KH=1.42由表

8、1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.89（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=45.29mm（7） 计算模数mn mn =1.833 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.80（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.903.从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.88（3） 计算当量齿数zv1=z1/cos=24/cos14=26.27 zv2=z2/cos=107/cos14=117.13（4） 查取齿型系数由表105查

9、得YFa1=2.60；Yfa2=2.18（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.79（6） 计算F由图10-20c得：F1=500Mpa；F2=380MPa由图10-18取：KFN1=0.92；KFN2=0.95取弯曲疲劳安全系数s=1.4.则F1=328.57MpaF2=257.86MPa（7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01262=0.01513 大齿轮的数值大。2） 设计计算由以上数据及公式可得mn=1.33mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取mn=2.0mm已可满足弯曲强度。但为了同时满

10、足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.29mm来计算应有的齿数。4、几何尺寸计算a) 计算中心距z1=21.97，取z1=22z2=97a=122.64mm，将中心距圆整为123mm。b) 按中心距修正螺旋角=arcos=14397”c) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=45.48mmd2=200.52mmd) 计算齿轮宽度 b=dd1=45.48B1=55mm，B2=50mme) 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。低速级1 选精度等级、材料及齿数材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS

11、，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z283；选取螺旋角。初选螺旋角14°2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt确定公式内的各计算数值i. 试选Kt1.6ii. 由图1030选取区域系数ZH2.433iii. 由表107选取尺宽系数d1.0iv. 由图1026查得10.78，20.89，则121.67v. 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8vi. 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hl

12、im1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；vii. 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×316×（1×8×365×10）5.536×108 N2N1/3.411.6236×108viii. 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.98；KHN20.98ix. 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.98×600MPa515.5MPa H20.98×550MPa539MPa HH1H2/2527.25MPa计算x. 试算小

13、齿轮分度圆直径d1td1t=74.01mmxi. 计算圆周速度v=3.14d1tn3/(60×1000)=0.36m/sxii. 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=74.01mmmnt=2.99 h=2.25mnt=2.25×2.99mm=6.73mmb/h=74.01/6.73=11xiii. 计算纵向重合度xiv. =0.318dz1tan=0.318×1×24×tan14=1.9xv. 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.48m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.0；故由表10-4 查得 KH=1.426

14、由表1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.704xvi. 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=75.58mm xvii. 计算模数mn mn =3.06mm按齿根弯曲强度设计由式(1017) mnf) 确定计算参数i. 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.62ii. 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.90，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.88iii. 计算当量齿数zv1=z1/cos=24/cos14=26.27 zv2=z2/cos=83/cos14=90.86iv. 查取齿型系数由表

15、105查得YFa1=2.60；Yfa2=2.20v. 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.78vi. 计算F由图10-20c得F1=500Mpa；F2=380MPa由图10-18得KFN1=0.95；KFN2=0.98取弯曲疲劳安全系数s=1.4. 则F1=339.29MpaF2=266MPavii. 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01222=0.01472 大齿轮的数值大。g) 设计计算由以上的数据及公式得mn2.06对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取mn=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触

16、疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=75.58mm来计算应有的齿数。3、 几何尺寸计算a) 计算中心距z1=29.33，取z1=29z2=99a=164.89mm，取圆整a=165mm。b) 按中心距修正螺旋角=arcos=14828”c) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=74.77mmd2=255.23mmd) 计算齿轮宽度 b=dd1=74.77mmB1=80mm，B2=75mme) 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算A 低速轴3的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直

17、径压力角6.710 Kw691.4N·m92.68r/min255.23mm20°2求作用在齿轮上的力Ft=5148NFr=Ft=2034NFa=Fttan=1365N3初步确定轴的直径选取轴的材料为45号钢，根据表15-3选取A0=112d46.48mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4 联轴器的型号的选取查表14-1,取Ka=1.3则；Tca=Ka*T=1.3*691.4=898.82N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-20

18、03，选用HL4联轴器，其公称转矩为1250N·m。半联轴器的孔径d1=48mm 。 5. 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案(见装配图)2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=55mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=82mmb 初步选择滚动轴承。根据d2-3=55mm 初选圆锥滚子轴承30212号右端采用轴肩定位

19、查2 又根据d2-3=55mm和上表取d3-4=d7-8=60mm。查得l3-4=23.75mm。l7-8=32.25mmc 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d6-7=72mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为75mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l6-7=73mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.070.1倍）这里去轴肩高度h=5.5mm.所以d5-6=83mm.轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L5-6=14.5mm.d 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加

20、润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mm e 又由轴配合的特性可得l4-5=72.至此已初步确定轴得长度3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d1-2=48mm 由 手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm),L=70mm同理按 d6-7=35mm. b*h=20*12（mm） ,L=63mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒

21、角为2*45°各轴肩处的圆角半径见装配图。5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照图15-23。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=4250N FNH2=1168NFNV1=2422N FNV2=-388N弯矩MH=193163N*mmMV1= 1100801 N*mm MV2=-64195 N*mm总弯矩M1= 222329 N*mm；M2=203553 N*mm扭矩T3=691400 N*mm6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C

22、的强度） 根据式15-5及表15-4取0.6（1）计算轴的应力 ca=12.6MPa，前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面A, ,B，D只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A, ,B，D均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面， 和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校

23、核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2) 截面左侧 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*603=21600mm3抗扭截面系数WT=0.2*d3=0.2*603=43200mm3M=M1(l1-37.5)/l1=39091N*mm截面上的扭矩为T3=691.4N截面上的弯曲应力=M/W=1.8 MPa截面上的扭转切应力=T3/WT=16 MPa轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应

24、力集中系数及按附表3-2查取。因r/d=0.033，D/d=1.2，经插值后可查得 ， 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按1式（附3-4）为由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得S=54056S=14.79=14.27>>S=1.5。同理故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。B中间轴2的设

25、计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7.058Kw213.3N·m316r/min200.52mm20°2求作用在齿轮上的力Ft=2127NFr=Ft=800NFa=Fttan=556N3初步确定轴的直径选取轴的材料为45号钢，根据表15-3选取A0=112d31.54mm4 初选轴承根据作用的最小直径，初选20207圆锥滚子轴承，其中d*D*T=35*72*18.255轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案（见装配图）B 根据轴上的零件要求确定各段直径和长度根据选定的轴承即可确定1-2段的d=35mm,l=18.25;其采用轴肩定位，则轴肩的高度为2.5，

26、则2-3段d=40mm，l=12mm；3-4段为小齿轮轴，可根据之前计算的齿轮宽度及分度圆直径确定，即d=74.77mm，l=78mm；而最右端的6-7，亦可由选定的轴承确定，d=35，l=40.25；紧挨着的5-6d=40，大齿轮的宽度可确定其长度，即l=48,；对于4-5段，因为要左右定位齿轮，则可根据齿轮的直径确定，所以选定为d=46mm，l=19mm。6轴上零件的周向定位齿轮在轴上的周向定位都采用平键联接。按其直径查表可得b*h*l=12*8*40，此外为了保证齿轮与轴配合得良好有对中性，固选择齿轮毂与轴的配合选H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合俩保证的，此处选轴的尺寸公

27、差为m6.7确定轴的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒角为2*45度，各轴肩处的圆角半径见装配图。8根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=590N FNH2=1537NFNV1=544N FNV2=256N弯矩MH=73699N*mmMV1= 67973 N*mm MV2=12275N*mm总弯矩M1=100259 N*mm；M2=74714N*mm扭矩T2=213300N*mm6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据式15-5及表15-4取0.6（1）计算轴的应力 ca=20.9MPa，前

28、已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。B中间轴2的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7.425Kw49.24N·m1440r/min45.48mm20°2求作用在齿轮上的力Ft=684NFr=Ft=257NFa=Fttan=179N3初步确定轴的直径选取轴的材料为45号钢，根据表15-3选取A0=112d19.35mm4 联轴器的型号选定查表14-1,取Ka=1.3则；Tca=Ka*T=1.3*691.4=64.01N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T584

29、3-2003，选用TL6联轴器，其公称转矩为250N·m。半联轴器的孔径d1=38mm根据作用的最小直径，初选30210圆锥滚子轴承，其中d*D*T=50*90*21.75。5轴的结构设计C 拟定轴上零件的装配方案（见装配图）D 根据轴上的零件要求确定各段直径和长度根据选定的轴承即可确定1-2段的d=38mm,l=58;则2-3段d=45mm，l=40mm；3-4段为轴承轴，可根据选定的轴承确定，即d=50mm，l=21.75mm；而最右端的7-8，亦可由选定的轴承确定，d=50mm，l=38.25；紧挨着的6-7为齿轮轴，即d=45.48，小齿轮的宽度可确定其长度，即l=55,；对

30、于5-6段，因为要右定位齿轮，则可根据齿轮的直径确定，所以选定为d=40mm，l=82.5mm。而4-5则为轴承的轴肩定位，d=57mm，l=20mm。6轴上零件的周向定位联轴器在轴上的周向定位采用平键联接。按其直径查表可得b*h*l=12*8*50，此外为了保证齿轮与轴配合得良好有对中性，固选择齿轮毂与轴的配合选H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合俩保证的，此处选轴的尺寸公差为m6.7确定轴的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒角为2*45度，各轴肩处的圆角半径见装配图。8根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=176N FNH2=508NFNV1

31、=89N FNV2=168弯矩MH=23188N*mmMV1= 11726N*mm MV2=7686N*mm总弯矩M1=25984N*mm；M2=24429N*mm扭矩T1=49240N*mm6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据式15-5及表15-4取0.6（1）计算轴的应力 ca=54MPa，前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。滚动轴承的选择及计算低速轴和中间轴的选定已经在轴的设计中选择了。对于高速轴轴承的校核：其基本额定动载荷Cr=102000N。现对它们进行

32、校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=176N FNV1=89NFNH2=508N FNV2=168N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 Fr=535N所受的轴向力 它们的比值为 根据表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.4，故此时。2）计算当量动载荷P，根据式（13-8a）按照表13-5，X=1，Y=0,按照表13-6，取fp=1.2。则P=6423）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 Lh=29200h（工作时间）,根据式（13-5）Lh=251398>29200所以选定的轴

33、承30210满足要求。键连接的选择及校核计算计算公式：。选用键均为圆头平键。代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（N·m）极限应力（MPa）高速轴20×12×63（圆头）14×9×70（圆头）7248435664.549.2449.245.38.1中间轴12×8×40（圆头）40284213.395.2低速轴12×8×50（圆头）38384691.46.3由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。联轴器的选择见轴的设计计算减速器箱体结设计1机构尺寸如下：名称符号计算

34、公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M14盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4） M8定位销直径=（0.70.8）8，至外箱壁的距离查手册表4-2，至凸缘边缘距离查手册表42外箱壁至轴承端面距离=+（510）2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3.合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4. 检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。5. 放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。6. 油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。7. 通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升