两级圆柱齿轮减速器.

1、目录机械设计课程设计任务书 11、机械系统总体设计21.1、传动方案设计21.2、电动机的选择22、传动装置总体设计42.1、总传动比及分配各级传动比计算 42.2、传动装置的运动和动力参数 5'3、传动零件的设计计算63.1、带传动零件设计计算 63.2、减速器内传动零件设计计算 8'、齿轮材料选择8、高速级齿轮设计计算 8、低速级齿轮设计计算 104、 总装配设计计算134.1、轴系零件设计计算13、输入轴的设计计算13、中间轴的设计计算14、输出轴的设计计算15、轴承的选择计算21、键的设计计算234.2、联轴器选择234.3、减速器的润滑与密封 235、设计总结236、

2、参考文献24机械设计课程设计任务书课程设计题目 皿：设计两级圆柱齿轮减速器（展开式）1、设计要求：设计热处理车间零件清洗用传动设备。该传输色设备的传动系统由电动机经减速器装置后传至传送带。两班制工作。使用期限为5年。传输带运动速度的允许误差为土 5%。2、原始数据:原始数据题号C1C2C3C4C5C6C7C8C9C10滚筒直径mm300330340350360380380300360320传送带运行速度 m/s0.630.750.800.850.850.900.800.700.840.75传送带主动轴扭矩 Nm700670650650900850950900660900设计题号为：C83、运动

3、简图:滚簡I1/亠/联牡器电动机4、设计工作量：1、减速器装配图1张（A1或A2 ）;2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。1、机械系统总体设计1.1、传动方案设计传动方案如图所示为带传动联接的展开式二级圆柱齿轮传动1.2、电动机的选择1 ）、选择电动机的类型:按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V , Y型2 ）、选择电动机容量：电动机所需的工作功率为Pd Pw kwa（其中：Pd为电动机功率，Pw为负载功率，a为总效率。）负载功率为滚筒运输帝电动机ZFv TvPv 10001000r kW因此有FvTv1000 a1000r akw传动装置的总效率a应为组成传动

4、装置的各部分运动副效率只之乘积，即:42a 12345式中：1、2、 3、4、 5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率取传动效率为带传动的效率 ,0.96滚动轴承效率 20.98闭式齿轮传动效率3 0.97联轴器效率40.99卷筒效率50.96则有a0.96 0.984 0.9720.990.960.79电动机的功率为Tv9000.70d5.32 kw1000r a1000 0.15 0.793 )、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为6010001.7n60 1000v/D 44.56 r/min300查表得：取V带传动的传动比h 24，二级圆梯形齿轮减速器传动比i2840,即为

5、减速器的总传动比，所以电机的可选范围为。nd' ia n (16160) 44.56712.96 7129.60 r/min则符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500和3000r/min 。根据容量和转速，由相关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比 方案，如下表1.1 :综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第？方案比较适合。因此选定电动机型号为 丫132S-4 ,其主要性能如下表1.2 :表1.1方案电动机型额定功率电动机转速r/min重量传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器号kw/kg1Y132S1-25.53000290

6、06465.082Y132S-45.5150014406832.322.512.933Y132M2-65.510009608421.542.39.374Y160M2-85.575072011916.16表1.2电动机型号额定功率Kw电动机转速r/min堵转转矩最大转矩同步转速满载转速额定转矩额定转矩Y132S-45.5150014002.22.3电动机主要外形和安装尺寸如下表1.3（单位：mm ）中心外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓轴伸尺寸装键部位尺寸高HL X(AC/2+AD) XHDA XB孔直径KD XEFXG132475 X345 X315216 X1401238 X8010 X332、传

7、动装置总体设计2.1、总传动比及分配各级传动比计算1 ）、减速器的总传动比为：nm144032.32n 44.562 ）、分配传动装置传动比:ia i° i（式中i°为带传动的传动比，初步取 2.5, i为减速器的传动比。）则减速器的传动比i ia/i。32.32/2.512.933 ）、按展开式布置考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得ii 4.29，则i2 i/ii 12.93/4.293.01 02.2、传动装置的运动和动力参数1 ）、各轴的转速I轴：n1nm / i01440/2.5576.00 r/minU轴：ni /i1576.00/4.291

8、34.27 r/min川轴：门2 /匚2134.27/3.0144.60 r/min卷筒轴:5n344.60 r/min2 ）、各轴的输入功率I轴：RFd01Rd15.32 0.965.11kWU轴：P2R12 R235.11 0.98 0.974.86kW川轴：ER223B234.86 0.98 0.974.62kW卷筒轴：P4F334F3244.62 0.98 0.994.48kV则I -川轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98.3 ）、各轴的转矩电动机的输出转矩:5.32Td9550955035.28N ?mnm1440I轴:T1Tdi0135.28 2.50.9684.67N ?

9、mII轴:T2T1i12384.674.29 0.98 0.97345.29N ?mm轴:T3T2i2 23345.293.010.98 0.97987.98N ?m卷筒轴：T4 T324987.98 0.98 0.99958.54N ?m则I -川轴的输出转矩分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P/KW转距T/N M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机轴5.3235.2814402.50.96I轴5.115.0184.6782.98576.004.290.95n轴4.864.76345.29338.38134.273.010.95川

10、轴4.624.53987.98968.2244.6010.97卷筒轴4.484.39958.54939.3744.603、传动零件的设计计算3.1、带传动零件设计计算1 )、计算功率Pc查表有工况因数KA 1.2，故Pc KAP 1.2 5.56.60kw2 )、选取V带型号根据Pc 6.60kw, nm 1440 r/min，查图表确定选用 A型3 )、确定带轮基准直径D1和D2查表选取D1125mm ,£ 1%，得D2(1(1-0.01) 125 1440309.38 mm山576查表取D2315mm大带轮转速实际n1(1-严D2(10.01) 125 1440565.72r /

11、 min315则误差ni-m576 565.725760.018=1.8%<5%，故允许。4、验算带速vTD1 nmn 125 1440v 60 100060 10009.42m/s 25m/s，方案合适。5 ）、确定带长和中心距a初步选取中心距a0 650mm，则有带长L 2a0(D1 D2)2(D2 D1)4a。650 3.14(125 315)2(315 125)4 6502004.68mm查表取基准长度Ld2000mm实际中心距D2)222Ld - nu D2) -8( D2 D1)647.63mm6）、验算小带轮包角aa 180°d2d1a57.3°180&

12、#176;315-12557.3°163.19°120°647.63验证方案适合7 ）、确定V带根数Z传动比nm 1440ni5762.5查表有 P01.92 kW、AF00.17kW、Ka0.960、Kl 1.03。则有V带根数Pc3.196.60(F0 AP°)KaKL (1.92 0.17) 0.960 1.03取Z=4根8 ）、求轴上载荷1、张紧力Fo 500 驚 1) qv2查表得q 0.10kg/m，所以单根V带的张紧力:500(-22-1) 0.10 9.422 149.37N4 9.42 0.9602、轴上载荷Fq 2ZF°si

13、n a2149.37.163.19° sin1182.13N9 ）、结构设计小带轮D1125mm ； 大带轮D2315mm3.2、减速器内传动零件设计计算、齿轮材料选择初选大小齿轮的材料均45钢，经调质处理。其硬度在229-286HBS，齿轮等级精度为8级。由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选10、高速级齿轮设计计算1 ）、查取教材可取得：KA 1.25, KV 1.15, K 1.2, K 1.1KKAKVK K 1.25 1.15 1.2 1.1 1.898传动比i14.29由表查得各数据如下：ZH 2.50 , ZE 189.8 , Z 0.88，取10°则

14、 Z 0.992 )、接触疲劳施用应力查图可知：Hllm1Hlim2 590MP；Sh min匸1则应力循环次数：N160n1 jLh60 576 1 16 582506.91 10注释：一天16小时，五年,一年250天计算N2 N1/i186.91 10 /4.291.61810又查图可取：Zn1 Zn2 1.1贝UHLIimZN 590 匸1 uccmcHP1 HP2590 MPSH min匸13 )、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d 1.2d1 3ZhZeZ zHP2?2K？(u 1)d u2.47 189.8 0.88 0.99 22 1.898 84.67 1035901.2(4.2

15、9 1)4.2954.09mm4 )、确定中心距a54.09-2- (1 °29)d1 a (1 h)2就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定a143.07 mm150mm。5 )、选定模数mn、齿数z1、z2和螺旋角mna2cos(ZiZ2)一般 Z11730，取Z2108，则2 a cos8o15°。初选 Z125，10，则 Z2z1 i125 4.29107.25由标准模数取mn2.25ZiZ2取Z1z2131Z1取Z125Z2131252 150 cos10 2.2225 1082a cosmnZ1Z21 i1106106/25o102 150 cos

16、1(f1311 4.294.24齿数比：Z2/Z1与i14.29的要求比较，误差为1 mn(Z1 Z2) cos2a满足要求。6 )、计算齿轮分度圆直径2.2524.76131.311.17%，1 2.25cos2 150可用。于是13110.735°10o44 6小齿轮d1mnZicos2.25 25cos10.735°57.25mm大齿轮d2mnZ22.25 106coscos10.735o242.74mm7 ）、齿轮工作宽度b dd11.2 54.0964.9mm圆整大齿轮宽度b265mm取小齿轮宽度bi70mm8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：F lim1 Fli

17、m2220MPaF limYSTFpSF minYnSF min2201.5 ； Yn1 Yn2 1； Yst 221293.33MPa1.5根据Z1、Z2查表则有：YFa1Y2.62 ； YFa22.17 ； Y；a11.59 ； Ysa2 1.80 ； Y 0.68F1F20.902KT11.898 84.67“论匕1丫丫2F1込 84.82 4型YFa1Ysa12.62 1.5970 57.25垃 2.62 1.59 0.68 0.90 90.87MPa2.2579.53MPa FPFp所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求,此种设计合理。、低速级齿轮设计计算1 ）、查取教材可取得：Ka 1

18、.25，Kv1.15， K 1.2， K 1.1，K KaKvK K 1.25 1.15 1.2 1.1 1.898传动比i23.01由表查得各数据如下：ZH 2.50，ZE 189.8 ，Z 0.88，取10o则 Z0.992 ）、接触疲劳施用应力查图可知：H lim3 H lim4 590MP ； Sh min1.1则应力循环次数：8N360n2jLh 60 134.27 1 16 5 2501.61 10 注释：一天 16 小时，五年，一年 250 天计算8 8N4 N3/i21.61 10 /3.010.54 10又查图可取：Zn1 Zn2 1.2贝UHP3HP 4HLlimZN 59

19、0 1.2643.64MPSH min1.13 ）、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d 1.2d33ZhZeZ zHP2?2K？(u 1) d * u22.47 189.8 0.88 0.99643.641.23.0183.68mm4 ）、确定中心距a沁(1 3.01)2a 寮1 i2）就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定a167.78mm175mm。5 ）、选定模数mn、齿数Z3、Z4和螺旋角a2cos(Z Z4)般 z 1730，8°15°。初选 Z325，10，则 Z4z3 i222 3.0166.22取Z466，则mn2acos2 175 cos10&

20、#176;3.917Z3Z4由标准模数取22 66o10Z3Z42acos2 170 cos10°86.17mn取 Z3Z486Z3Z3Z41 i2861 3.0121.45取 Z321Z4862165齿数比：z4/z365/213.095与i23.01的要求比较，误差为cos12a2.8%，可用。于是cos 1 4 8610.6243o 10o37 282 175满足要求。6 ）、计算齿轮分度圆直径 小齿轮d3mnZ3cos4 21cos10.735o85.47mm大齿轮d4mnZ4cos4 65cos10.6243o264.54mm7 ）、齿轮工作宽度dd31.2 83.6810

21、0.4mm圆整大齿轮宽度d 100mm取小齿轮宽度b 105mm8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：f lim1 Flim2220MPaFpF limYST ySf min1.5 ； Yn1Yn 21 ；220 2Sf min1.51293.33MPa根据Z3、Z4查表则有：YFa32.76 ； YFa42.26 ；Y>a31.55 ； Ysa41.74 ； Y 0.68 ；0.90F3F42KT2 y y yy Fa3 Ga3b3d3mnYFa4Ysa42.26 1.74f 395.60YFa3Ysa32.76 1.5531.898 345.29 10105 85.47 487.88M

22、Pa2.76 1.55 0.680.90 95.60MPa FpFP所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理所以齿轮的基本参数如下表2.1所示：表 2.1ha1 c 0.25名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数ZZ251062165传动比ii4.243.095模数mm2.254螺旋角10o44 610o37 28分度圆直径dd mz57.25242.7485.47264.54齿顶咼hahah；m2.252.2544齿根高hfhf (h* c*)m2.81252.812555齿顶圆直径dada d2ha61.75247.2493.47272.54齿根圆直径dfdf d2hf51.625237

23、.11575.47254.54中心距aa m(z-i z2 )/2150175齿宽bbdd170751051004、总装配设计计算4.1、轴系零件设计计算、输入轴的设计计算1 ）、材料：选用45号钢调质处理，C=1102 ）、各轴段直径的确定：由 d c/p， p=5.11kw,n=576r/min,贝Ud1 11O3岸1 22.77mm ,因为装小带轮的电动机轴径d 38，又因为高速轴第一段 576轴径装配大带轮，且d1（0.8 1.2）d，取d1 =30, L1 =60mm,因为大带轮靠轴肩定位，所以取d2=35, L2 =34（初步估算）21，d3段装配轴承，取d3 =35，选用3030

24、7轴承，Ls=22.75，d 4段是定位轴承，取d 4=45， L4根据箱体内壁线确定后再确定，初定为 135mm。d 5段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴ed-4 t1 1.25m2 1查手册得ti =3.3，得e 0.0125 2.25 1.25 2.8125,因此做成齿轮轴.此时齿宽为30d6段为齿轮定位段，d6=45，初定L6=15d7装配轴承所以 d7= d3=45， L7 = L3 =22.753 ）、键的设计与校核：根据d130mm, T184.67Ngm，由于d130在30: 38范围内，故d1轴段上采用键b h : 87 ,采用 A型普通键:L1 =60mm 综合考虑取丨=5

25、2mm。查表,b 50:34T14 84.67 1060，36.65Mpapdhl 30 7 (52 8)所选键为：b h l:8 7 52强度合格。、中间轴的设计计算1 ）、材料：选用45号钢调质处理，C=1102 ）、各轴段直径的确定：由 d C 3 P , p=4.86kw,n=134.27r/min则d11103 4.8636.39mm,1134.27d1段要装配轴承，取 d1=50，选用30310轴承，初步取L1=55，d2装配低速级小齿轮，且 d d1取d2=52， L2=100，d3段主要是定位高速级大齿轮，取d3 =64，L3=12，d4装配高速级大齿轮，取 d4=52，L4=

26、60d5段要装配轴承，取 d5 =50 , L5 =523 ）、键的设计与校核已知 d2 d452,T2，由于 d2（44 50），所以取bh:16 10，采用A型普通键：取键长为86和56有 b 100： 120键的校核为:bl4Tdhl4 345.29 10352 10 (86 16)37.94Mpa匹 4 34529 1 0366.40Mpa bdhl 52 10 (56 16)所选键为：b h I :16 10 86b h l :16 10 56、输出轴的设计计算1 ）、选择轴的材料： 选材45钢，调质处理，查表有机械性能为1b=60MPa，b=640MPa,1=275MPa,1=15

27、5MPa2 ）、初步确定轴的最小直径p34.62kw， n344.6r /min ， T3 987.98Ngm，取 C=112联轴器的计算转距TeaK aT3查表TeaKaT31.3987.981.28310 Ngm因为最小直接是安装联轴器，所以要确定联轴器，有:查手册有选择联轴器为弹性柱销联轴器：型号如下取 Ka =1.3LX3联轴器JA60 107JA55标准(GB5014-2003)，其工称转距为2500N.m，故轴3的最小直径取dmin 60 ；半联轴器长度L=107mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1142 mm。3 ）、轴的结构设计1、确定轴的零件安装方案和轴向各尺寸di段装配联轴

28、器并开键槽，所以取 di 60mm，Li 120mm。d2定位轴段取d2 65mm， L2 55mmd3装配轴承，选用30313轴承，取d3 65mm,L3 36mm查手册，此尺寸符合轴承盖 和密封圈标准。d4定位轴段，取 d4 73mm , L3 97mmd5安装齿轮，取d5 67mm, L5 95mm （因为齿轮宽为100mm）d6装配轴承，选用30313轴承，取d6 65mm,L665至此，初步确定了轴的各段直径和长度轴3的结构、尺寸如下所示:d6d5d4 d3 d2 di2、轴的周向定位齿轮和联轴器的周向定位均采用平键联接。齿轮与轴的联接选择已知d5671，由于(65 75)，所以取

29、b h:20 12，采用 A 型普通键:取键长为74，有 b 150: 200，标准(GB1096-2003)键的校核为：34T34 987.98 10b94.52Mpabdhl 67 12 (72 20)所以所选键为：b h I :20 12 74同理可选取联轴器与轴的联接选用平键为：b h 1:18 11 1024)、校核轴的强度查表有圆锥滚子轴承的a 29所以确定轴的支承跨距li 81,12159,13811、画受力简图1-1,将轴上的作用力分解为水平面受力1-2和垂直面受力1-42、求作用在齿轮上的力分度圆直径d264.53mm,所受力矩 T3987.98Ngm圆周力Ft予2 987.

30、98 103264.537469N径向力FrtananFt-cos7469tan 20cos10 37 282764N轴向力FaFt tan7469 tan 10 37 28 1400N3、求作用在轴上的支反力水平面内支反力Rh1 Rh2 FtFt 81 RH2 (81 154)垂直面内支反力：RV1FrRH 20Rv1(81154) Fr 154 Ma 0得RH1 4895NRH2 2574NMa Fad 185171Ngmm得Rv12599 NR/2 165N4、作出弯矩图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：M H RH1 l1 396495NgmmM V1 Rv1 l

31、1 210519 NgmmM V2 MV2 Ma 25348 N gmm总弯距M 、Mh2 Mv2M!448917N gmm M 2397304N gmm5、作出扭矩图扭矩图如图1-7 （图中已把T折算成了 aT）6、作出计算弯距图Mca2 M2 T 239730420.6 987980 2713616N mmM ca1 M1448917Ngmm7、校核轴的强度caMcaMca0.1 d57435880.1 67323.73MPa1故安全5）、精确校核轴的疲劳强度1、判断危险截面经分析，可以判断轴的各个截面中只有V截面需要校核2、截面V左侧抗弯截面模量按表11.5中的公式计算333W 0.1d

32、30.1 6532 7 4 63mm3抗弯截面模量弯曲M与弯曲应力为33Wt 0.2 d 0.2 6754925mm截面上的扭转切应力0031，DdA 448917 81上m81205060bW27463987980TWT549251.031 ,得2.0,1.31205060Ngmm7.47MPa6765又材料的敏感系数为q 0.82 , q 0.85故有效应力集中系数为k 1 q (1) 1 0.82 (2.0 1) 1.82k 1 q (1)1 0.85 (1.31 1) 1.26又有尺寸系数 0.97 ;扭转尺寸系数 0.82轴按磨削加工，得表现质量系数为0.92轴未经过表面强化处理，即

33、有故得综合系数为KK有材料的特性系数q 1k1 ,1.82111 2.800.970.92k1 ,1.26111 1.620.820.920.1:0.2，取0.10.05:0.1，取0.05计算安全系数SS2752.80 7.470.1 015513.151.62 空 0.05 179910.32光罟赛8.12?S1.5，故可知其安全3、截面V右侧抗弯截面模量按表11.5中的公式计算333抗弯截面模量W 0.1d0.1 6730076mmW 0.2 d 0.2 67360152mm3弯曲M与弯曲应力为44891781 4481205060N gmmM 205060W 30076截面上的扭转切应

34、力t卫空型16.4MPaWT60152过盈配合处的k f值，并以k0.8k ；，于是得k ;3.16轴按磨削加工，得表现质量系数为故得综合系数为0.8 3.162.530.923.1610.923.252.5310.922.63计算安全系数2753.25 6.820.1 015512.41Sca12.14 7.08S S.12.1427.0822.62 空26.12? S“ 7.0816.40.05 -21.5 ,故可知其安全。、轴承的选择计算1）、选择轴承输入轴轴承1圆锥滚子轴承30307 中间轴轴承2 圆锥滚子轴承30310 输出轴轴承3圆锥滚子轴承303132）、校核轴承（输出轴轴承校核

35、）(GB/T297-1994)(GB/T297-1994)(GB/T297-1994)S1iRVl=2599NFa=1400RV2=165N轴承部件受负荷示意图查手册得 Cr 195000N N Cor 242000 N由表8.6查得负荷系数fp 1.31、 计算轴承派生轴力S,、S,径向载荷为：R , Rv2 Rh2Ri 5542N R2 2579N轴向载荷为：A 1400N即有A.'R>e=0.35e 1.5ta na 0.35 为判断系数由表 8.5 查得 y 0.40cota 1.71由表8.7查得派生轴向力为：S R 3.42，贝U可以求得轴承I、U的派生轴向力分别 为S, R.3.42 2599 3.421621NS2 R2：3.42 165 3.42754N2、计算轴承所受的轴向负荷因为S2 Fa 754 1400 2154N 3固有I被“压紧”，U被“放松”。所以A1 $ Fa 215