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）目：二级圆柱齿轮减速器设计专 业 机械设计制造及其自动化学 号班 级2021级1班指导教师 成 绩2021年11月d 44 4QS乙=里=竺竺£ /9.6mx 1.5取 Zi=30,那么 Z2习iZi=4.88X 30=146.4,取 147。4.1.4几何尺寸计算（1）计算大小齿轮的分度圆直径dx =Zj =30 X .5=45mmd2 -Z2mx =147X 1.5=220.5mm计算中心距ax =（ dx + d2 ）/2=132.75mm（3）计算齿轮宽度b =（/）dd = 1 X 45=45/Tim圆整后取 B2=45mm, Bi=50 mm4.2

2、第二级低速级）齿轮传动设计计算参照高速级设计）421选定齿轮类型、精度、材料及齿数低速级转速低、传递转矩大，应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），大齿轮为硬度240 HBS的45 （调质）；仍初选小齿轮齿数Zi=24,大齿轮齿数 Z2=，2Zi=3.75 X 24=90422按齿面接触强度设计试算公式:dt = 2.323竺.（全）28d Z2b hzi=30z?= 147d=45mmd2=220.5mmCl j = 135mmBl =50/77/27B2=45mm类型： 直齿圆柱齿轮材料：小齿轮280 HB

3、S40Cr（调质）大齿轮240 HBS45钢（调质）（1）确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.3；小齿轮传递转矩72=1 43.37 N0r/=l； ZE=189.8MPa2 ；应力循环次数：N、=60n2jLh =60x196.7x2x8x8x356 =5.514X108匹= 5.514xl()8=47x"；i2 3.75小齿轮的接触疲劳强度极限GHii600MPa；大齿轮 aHiim=550MPa；接触疲劳寿命系数：Khni=1.05,Khn2=1.12.取失效概率为1%,平安系数S=l,计算得接触疲劳许用应力-I1.05x600 /son A/faH =630MpaS1叫

4、】1 =630Mpa叫上=616MPaaH2 =1.12X 550=61S(2) 计算1.3x14337。性o血3.756162.32 x 31) 小齿轮分度圆直径"if =2) 圆周速度d lz =64.205m/?v=0.661 m/s/?=64.205mmmf =2.67 nmh=6.Q9mm7idXjn ttx 64.205x196.7 八 一、/V = =0.661/71/560x100060x10003) 齿宽 b = Wt = 1 X 64.205=64.205mm模数 m = "I。' =2.67 mm1 Z 24齿高h=2.25 X mt=2.25

5、 X 2.67=6.019 mmh宽高比一= 10.666h4) 载荷系数。Kv=l.01 ；直齿轮 K" = KFa = 1.0 ； Ka=1 ； KHp = 1.423,K印= 1.39；那么 K = KAKvKHaKHp = 1.56535) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:d、= df3i =6S.3Q5mmKt6) 计算模数 m- - mm = 2.846mm4244.2.3按齿根弯曲强度设计K=1.5653d =68.305zn/7zm=2.846/?m(1)确定公式内各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限(7FEi=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限ofe2=380

6、A/Po；弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.88, Kfn2=0.9；载荷系数 K = KAKvKFaKFp = 1.529；YFal=2.65, YFa2=2.21 ； Ysai = 1.58, Ysa2=1.78； S=l.4；计算弯曲疲劳许用应力：那么：FN"/"心=0.9x380 =244.29 MpaS 1.4gYfM,2bF22.21x1.78244.29=0.01610O> =314.2MPaO-F2 =244.29 Mpa设计公式:大齿轮数值较大(2)设计计算山 /2X1.529X147500 板=2.33，mV lx242取m2=2.5,那么小齿轮齿数冬

7、=68305 =273 取 Zi=281 m 2.5大齿轮齿数 Z2=，2Zi=3.75X28=1054.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径cl3 = Zjm = 28 X 2.5=70mmd4 = z2m = 105 x 2.5 = 262.5mm（2）中心距S = dy + 6/4 = 70 + 2615 =166.25 mm 22(3)齿轮宽度b =(/)dd = 1 X70 =70 mm取 B4=70me Bs=75 mm。m=2,33mmZi=28Z2=1055装配草图5.1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Ao=lO5=1

8、05x3/- =15.52 mm960取 22mmd3=70/7?md4=262.5znmQ2=166.25z7B3=75 mmB4=70mmd =22mm5.1.2中间轴材料40Cr（调质），硬度280HBS,由教材表15-3取Ao=HOA =“2 z A)；2取 30帅d 2 =30mm5.1.3低速轴材料45钢调质，硬度250HBS,由教材表15-3取Ao=llO2.836dy > A)J -110x3/,VJ =41.58mm 取 40mm52.5d 3 =40mm5.2联轴器初步选择由教材表141查得工作情况系数K=l.5计算转矩 Tcl=/CTI =1.5X30.56=45.

9、84 MT & =45.84NMT C3 =773.82N MTc3=KT3=1.5X515.88=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N "九 <7838x60LM47522x52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WH7地竺J 40x845.3轴承初步选择第一次放大第二次放大高速轴26mm30mm中间轴33 mm35 mm低速轴46mm50mm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7006C中间轴7007C低速轴6010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

10、为7007C；低速轴用深沟球轴承，查手册表6-1得轴承代号为6010o5.4键的选择高速轴：输入联轴器连接键：6X6X32中间轴：大齿轮连接键：12X8X32低速轴：大齿轮连接键：16X10X50输出联轴器连接键：12X8X70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,中间轴 6884.5 mm r/min,低速轴 dn=2625 mm r/mino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-lo5.5.2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

11、,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30/7177?o6.减速器箱体主要构造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810.02a+3=7.23N88箱盖凸缘厚度bi1.5(5/12箱座凸缘厚度b1.5 J12箱座底凸缘厚度b22.5J20地脚螺钉直径df0.036q+1 220地脚螺钉数目noW250,n=4 ；。250 500,n=6,500 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L150200150轴承端盖螺钉直径cb(0.4 0.5)df8视

12、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 11-2Ci 户26Cii=22Ci2=16dr d2凸缘遥远C2表 11-2C2 户 24距离C2i=20C22=14轴承旁凸台半径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)47铸造过渡尺寸x,y表 1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离A1>1.2310齿轮端面与内箱壁距离2>310箱盖箱座肋厚mi,mmieO.85 如 mO.86(5mi=7m-7轴承端盖外径D2D+55.5) d3D2

13、i=95D22=102D23=120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，Mdi和Md2 互不干预为准，一般取S 2D2Si =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MH如图小齿轮受力:Fzl=1358.2/VF, =494.4NFrX = F tana = 1358 .2x tan20° =494.4 N受力分析：由轴的构造图得：Li=134mmL?=51.5mm水平面：由FnH （乙1 +乙2）=已上2FNH 2（L + 七2）= F”Li得：Fnhi = 137.3NFnh2=357.1N弯矩 M 广渊L = 1839°.7 N r

14、nm铅垂面：由FV 1 01 + 乙2）= El 乙2 Fw2（L + L2） = FtlL得：Fnvi=377. IN Fnv2=98 1.14 NFnhi=137.3NFnh2=357.1NM H =8390.7N mmFnv i=377. INFnv2=981.14NM v =50526.7N mmM =53770N mm弯矩 M v = Fnv j Lx =50526.7 N mm总弯矩 M, = y)Mn2 +MV2 =53770TV mm扭矩 T =30560 N mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取（x=0.6(Tca=2MPa平安M：+(aT)2=2lMPa之前已选轴材料为4

15、0Cr,调质处理，查教材表15-1得% =70 MPa。挪。_1，故平安。7.2中间轴受力分析及强度校核如图大齿轮受力:F/1300.4NFr2 = Ft2 tan a = 1300 .4x tan20°=473.3N小齿轮受力：至= 2x143.37x1()3 =4096 3N"d370% = Ft3 tana = 4096.3x tan20° =1490.9.受力分析：由轴的构造图得：L 1=64.5/71/7?, L2=70m/n , L3=52mm.水平面：FnH 1 01 + 乙2 + 匕3 ) + F/3 01 + 匕2 )=月 2,3FnH2(L +

16、 欢 +，3 ) +尸3乙1 = F尸 2 (，1 + 儿)得：Fnh 1 =-843 . 3NFnh2= 743N弯矩 M= Fnh!Lx 54393 N mmM u 2 =Ff3L2+Fnhi (Li +L2)= 102987.6 N mm 铅垂面：Fg 01 + L2 + L3) = Ft3 02 + £3) + §2,3"w2(，l + 匕2 +，3)=耳 2(L + 乙2)+ FqL、得： Fnvi=3042.2NFnv2=2354.5N弯矩M V1 =FnviLi=196222 N * mmM v 2 =Ft3 L2Fnv 1 (L1 +L2)= 12

17、2434 N 9 mm总弯矩 M?i =Mh： + MVi2 =203621 N mmM22 = 7M/22+Mv22 =159989 TV mm扭矩 T2 =143370 N * mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6M + (皿)2b =_27 5i6MpavvF,.2 =473.3N% =4096.3NF,3 =1490.9NFnhi=843.3NFnh2=174.3NFnvi=3042.2NFnv2=2354.5NM 21 =203621N mmM 22 =159989N mmO"(w=51.6MPa设计条件：1、运输带工作拉力尸=2500N；2、运输带工作速度v

18、= 1.1 m/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35°C；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、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；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。指导教师签名：目录前 言31 .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

19、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5 之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得aA =7Q MPa bco<b_J,故平安。7.3低速轴受力分析及强度校核Fi4=3931NFr4=1431N口 _2皿2x515880rt4=-=262.5=3931N如下图，齿轮受力为:Fm= Ft4 tana=3931 X tan20° =143INFnhi=933.8NFnh2=497.2 N由轴的构造图得：Li=62.5mmL?= 123mm受力分析水平面：Fnhi （A + 乙2）= FLFnH201 + 匕2）= E4 A得：Fnhi=933

20、.8 N Fnh2=497.2 N弯矩=FnhiLi=61164 N mm垂直面:FV 01 + 乙2）= E“2 Fnv2（L + L2） = F.i得：Fnvi=2565 N Fnv2=1366N弯矩 Mv =FnviLi=1 68008 N mmFnvi=2565NFnv2=1366NM 3 =178795N mtn总弯矩： M3 =M+"建=1787950 mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6=2l.5MPa(Jca=2.5MPa平安扭矩 T3 =515880 TV mm此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得<74 = 60 MPa8轴承寿命计算8.

21、1高速轴寿命计算F, =377. INF,=981. IN高速轴轴承为7006Co由机械设计手册表6-6得根本额定动载荷：C=5.2kN轴承受到的径向载荷：F,产F 心=377. INF ,2 =F * =981.1N派生轴向力为：取e=0.4Fdi=gFri=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 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>Fdl,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松。所以轴向力：Fal=Fae+Fd2=392.4 NFa2=Fd2=392.4 N7006C轴承判断系数e=0.4oFFW = 1.04>e工=。.4球%Pi

22、=786.8NP2= 1079.2 N由教材表13-5得动载荷系数：Xi=0.44, Yi = 1.40X2=l, 丫2=0由教材表13-6取fp=l.l当量动载荷Pi=fp(XiFn+YiFai)=786.8NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)= 1079.2 NLy =8.3 年合格因为P|VP2,所以以轴承2作为寿命计算轴承。 球轴承£ =3"土T8.3 年>2 年所以寿命满足使用要求。F=3042.2NF , 2 =2354.5N8.2中间轴寿命计算中间轴轴承为7007C。由机械设计手册表6-6得根本额定动载荷：C=19.5 kN轴承受到的径向载荷:F/Fg

23、=3042.2N匚2云*=2354.5»派生轴向力为：取e=0.4Fdi=eRi=1216.9NFd2=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<Fdl,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧。所以轴向力:Fai=Fdi=1216.9NFa2=Fd 1 -Fae= 1216.9 N7007C轴承判断系数e=0.4。F 卫=0.4t>ePI=3346.4 NP2=3013.6N由教材表13-5得动载荷系数:Xi=l, Yi=0X2=0.44, Y2=l.40由教材表13-6取fp=l.l当量动载荷Pi=fp(XiFn+Yi

24、Fai)=3346.4 NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=301 3.6 N因为P1>P2,所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承e =3姊=荣(§=16765116。2 PLy =一上=2.9年>2年 2x8x365所以寿命满足使用要求。8.3低速轴寿命计算低速轴轴承为6010o由机械设计手册表6-6得根本额定动载荷：C=22kN轴承受到的径向载荷：F rl =F wi =2565NF r2=F NV2=1366N派生轴向力为：取e=0.37Fd i =eFr i =949NFd2=eF2=505 AN两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=Oo 因为Fa

25、e+Fd2<Fdl,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧。 所以轴向力：Fai= Fdi=949NFa2=Fd 1 -Fae=949N6010轴承判断系数e=0.37oFF-=0.37We孩F,.2由教材表13-5得动载荷系数：Xi=l, Yi=0X2=0.56, Y2=1.2由教材表13-6取fp=l.l当量动载荷Pi=fp(XiFn+YiFai)=2821.5NLy =2.9 年 合格F, =2565N"=1366NPi=2821.5NP2=2094.1NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=2094.1NLy =25.8 年合格因为P1>P2,所以以轴承1作为寿命计算

26、轴承。球轴承£ =3I ()6 C 50493 h 602 P"五矽茶=25.8年2年所以寿命满足使用要求。9键连接强度计算9.1高速轴上键连接强度计算高速轴上只有一个键连接，联轴器链接键：6X6X32o 圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力f,=120MPa。 强度计算公式：2TxlO3kid公式中数据：bp =35.62MPaTi=30.56N mk=3mmI- 26 mmd=22 mm计算得：叫=35.62 MPa因为Vb所以满足强度要求。9.2中间轴键强度计算中间轴上只有一个键连接，大齿轮链接键：12X8X32o 圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力bp=1

27、20MPa。 强度计算公式：公式中数据:=27x101 kid L pT2= 143.37 N mk=4mmbp =89.6 IMPaI- 20 mm d=40 mm计算得： r =89.61"。因为Vb所以满足强度要求。9.3低速轴链接键强度计算低速轴上有两个键，第二级大齿轮链接键和输出联轴器链接键。第二级大齿轮链接键：16X10X50 联轴器链接键：12X8X70 都为圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力b = 120MPa。强度计算公式:27x101 kid 泊公式中数据:第二级大齿轮:T3=515.88N m k=5 mm 1= 34 mm d=55 mm联轴器链接键:T

28、3= 515.88 N mk=4mmbp =110.35MPa1- 58 mmd=40 mm计算得：第二级大齿轮：r=110.35MRz联轴器链接键：cyp=U.2MPa因为都有, <cr/?所以都满足强度要求。4 =111-2MPa参考文献：1 ?机械设计？第八版）濮良贵，高等教育出版社2006.52 ?机械设计课程设计手册?吴宗泽，罗圣国高等教育出版社2006.53 ?机械原理？第七版）孙桓，高等教育出版社4 ?材料力学？刘鸿文，高等教育出版社,2004. 15 ?!程图学根底?丁一，何玉林，高等教育出版社2021.63.3各轴转矩64 .传动零件的设计计算74.1第一级高速级）齿轮

29、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145.1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 .减速器箱体主要构造尺寸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28机械设计综合课程设计在机械工程学科中

30、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、构造及工艺设计等内容有机地结合进展综合设计实践训练, 使课程设计与机械设计实际的联系更为严密。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拟典型的机械装置，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

31、计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进展机械设计训练，使 已学知识得以稳固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及 一般机械的根本设计方法和步骤，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）进展经历估算 及考虑技术决策等机械设计方面的根本技能，同时给了我们练习电脑绘图的时 机。工作机所需功率乙(W为E湍钏土心加P =2.75 kw按?机械课程设计手册?表1-7确定各局部效率齿轮采用8级精度的一般齿轮传动二。.97轴承采用球轴承(稀油润滑)y之=0.99高速级用弹性联轴器 3=0.992低速级用滑块联轴器们二°98总效

32、率 二小 2们 3们们= 0.972 x0.993 X0.992X0.98 =0.89电动机所需工作功率Pd (kw)为R =工二2.75：0.89=3.1知1.2确定电动机转速卷筒轴工作转速60xl000y=525r/m.n7lD二级圆柱齿轮减速器传动比3< " <53< i2 <5电机转速=(35)X(35) n M. =472.5r/min-1312.5r/min所以，由？机械课程设计手册?表12-1得电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4 bv ,满载转速n m =960r/min由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm2 .传动比分配2.1

33、总传动比2.2分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮，=(1.31.5)，2 ， i- i上计算可得/j =4.88妇=3.753 .运动和动力参数计算 =0.89p d =3.1 知n ”，=52.5r/min vn= 1 OQOr/minp=4 kwn m =96。r/min1=18.3z! =4.88i2 =3.753.1各轴转速高速轴"i =nni =960r/miniin=960/7min中间轴ny nJ i x =960/4.88=L11n、= 196.7 r/min低速轴n、=njz2 = nm/z. z2 =960/1 S.3=52.5r/minm =52.5

34、r/min3.2各轴功率高速轴Pi = p(E 3=3.1 X 0.992=3.075知Pi =3.075Zrw中间轴p2 = Pii2 =3.075X 0.97X0.99=2.953蜘p 2 =2.953知低速轴p3 = p2-2.953 X0.97 X0.99=2.836Znvp 3 =2.836灿3.3各轴转矩高速轴=9550些=30.56 N MnT =30.56 Nm中间轴T2 =9550匹=143.37 NT2 =143.37Nm低速轴丁3=9550么二515.88»"3T3 =515.88 Mh4.传动零件的设计计算4.1第级高速级）齿轮传动设计计算4.1.1

35、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数高速级选用直齿圆柱齿轮传动；类型：运输机为一般工作机器，速度不高，应选用7级精度；直齿圆柱齿轮，7级精度材料选择材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料小齿轮40Cr（调质）为45（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS；280HBS初选小齿轮齿数Zi=24,大齿轮齿数大齿轮 45钢（调质）Z2 =ilxZl =4.88X24=117.12,取;Z2=118240HBS4.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进展试算E号彳房¥（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3o2）小齿轮传递的转矩=

36、 9.55 X 106业=3056（W M3）由教材表10-7选取齿宽系数d=l。4）由教材表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPai5）由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限®mi=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限sim2=550MPa。6）由教材公式10-13计算应力循环次数（设每年工作356天）N、= 6DnJLh = 60 X 960 X 1 X 356 X 2 X 8 X 8=2.691 X 1097）由教材图10-19取接触疲劳寿命系数K hn = °.9K &2= 1 °58）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,平安系数S=l,那么W H I =540MP ao H ! =577.5MPad “ =41.883m/7/d L =540"。(yH 2 二=571 5MPa计算1）试算小齿轮分度圆直径dit,由计算公式得dXl = 2.23x 3 13x30560 x 488 + 1 x=41.883mm l/ u 14.88540