二级展开式圆柱齿轮减速器绝密

设计者：XX专业：设计者：XX专业：XX指导老师：XX设计时间：2013年12月城市学院XI'ANJIAOTONGUN3VERS3TYCITYCOLLEGE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学号：XX班级：XXTOC\o"1-5"\h\z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）H^一、键的选择与校核（21）十二、润滑与密封（22）十三、设计小结（22）十四、参考资料（23）设计计算内容计算结果一、设计任务书.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5%。.已知：带的圆周力F=3200N,带速度V=1.3m/s,卷筒直径D=300mm.设计任务：①减速器装配图一张；②零件工作图2张；③零件说明书1份。二、传动方案的拟定传动方案如下图1所示：

三.电动机选择.电动机的类型和结构形式的选择经综合分析，选用丫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Y系列电动机，额定电压为380V,额定频率为50HZ.o本设计中电动机采用封闭式结构。.电动机容量的选择工作机所需功率PwFv32001.34.333kWPwFv32001.34.333kW1000w10000.96Pw=4.333kW传动装置总效率23a联轴器轴承23a联轴器轴承2齿轮卷筒0.9920.99"0.9720.9所需电机输出PdPw4.3330.9PdPw4.3330.94,814kWPd=4.814kW四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算n=130r/min四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算n=130r/minY132M2--6Ped=5.5kWnm=960r/min滚筒转速n60v601.382.80r/min83r/mind0.30综合考虑，选Y132M2--6,%=5.5kWnm=960r/min.传动装置所要求的总传动比为:ianm9608311.59同时iai1i11.591——高速级传动比由i1\：1.3〜1.5ia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i1.ia1.4v11.571.33.88

低速级传动比.ia11.57一2.983.882.传动装置的运动和动力参数（1）.各轴的转速：I轴：n:960r/minn轴：色—竺0247.423r/minii3.88出轴：n^叫247,42383.027r/mini298.各轴的输入功率（kw）I轴：RPd联轴器i4.8140.990.994,718kWn轴：PnR齿轮工轴承工4,7180.970.994.531kW出轴:PmP齿轮口轴承n4.5310.970.994.351kW滚筒：PivPm轴承皿联轴器u4.3510.994.308kW.各轴输入扭矩的计算（n-m电动机轴的输出转矩To为：P，4.814T09550—955047.889Nmnm960故，I轴：TzT0147.8890.990.9946.936Nmn轴：TUTI齿轮I轴承Ii146.9360.970.993.88174.882Nmin轴:TmTn齿轮u轴承ui174.8820.970.992.98500.458Nmi1=3.88i=2.98ni960r/minn口247.423r/minnm83.027r/minP4.718WR4.531kWP4.351kWPw4.308kWT047.889NmT146.936Nm

滚筒：T丁皿轴承皿联轴器u500.4580.99459.454Nm将各轴的运动和动力参数列于表1。表1各轴的运动和动力参数TnTmTdidndiv轴号功率P/KW转矢巨T/(N.m)转速n(r/min)传动比i效率电动机4.8147.88996010.99I轴4.71846.9369603.880.9n轴4.531174.882247.4232.980.96出轴4.351500.4883.02710.96卷筒轴4.308459.45483.027五.联轴器的选择最小轴径MU718I轴：2C31—1133i1.0319.788mm\n19960II轴：dnC3：色11334.5311.0330.679mmnn22247.423一，百/4.351出轴：dwC3111331.0343.555mmnn3883.027电动机轴径d=38mmI轴：主动J1型轴孔C型键槽d=38mmL1=82mm从动J1型轴孔C型键槽d=32mmL1=82mmTL6型联轴器J1C3882GB/T4323-84J1C3282174.882Nm500.458Nm459.454Nm19.788mm30.679mm43.555mm

六.齿轮的设计计算1.高速级齿轮传动设计.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,取小齿轮齿数乙=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS,大齿轮齿数Z2iZ13.882493.12取Z2=93.iuZL933.875误差小于5%Z124.初步设计齿轮传动的主要尺寸.确定许用甯曲应力.弯曲疲劳极限应力大齿轮dFlim=220MPa小齿轮(TFlim=250MPa.寿命次数应力循环次数NF160jFn1t601960(82508)9.216108NF260jFn2t601247.423(82508)2.375108Yn1=0.88Yn2=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SFmin=1.25.许用弯曲应力[口]Flim1YN1YsT2500882352MPaSFmin1.25r】_Flim2YN2YsT_2200.932__.Do[F2]327.36MPaSFmin1.25.确定许用接触应力.接触疲劳应力大齿轮hHiim=580MPa小齿轮(THiim=550MPa.寿命系数应力循环次数Nh160jHn1t601960(82508)9.216108Nh260jHn2t601247.423(82508)2.375108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190-210HBSdFiim=220MPabFiim=250MPaYn1=0.88Yn2=0.93Yst=2SFmin=1.25[F1]352MPa[F2]327.36MPabHiim=580MPabHiim=550MPaZN1=0.9ZN2=0.92.最小安全系数按一般可靠度SHmin=1.许用接触应力SHmin=1[Hl]HminlZN1SHmin5800.9522MPa[H2]Hmin2ZN2

SHmin5500925500.92506MPa[(TH2]<[。hi],取[。h]=[bH2]=506MPa.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d12d21a

u13.881③.弹性系数Ze=189.84.节点区域系数初设螺旋角120.41Zh=2.465.重合度系数Z端面重合度11[1.883.2(——)]cos乙Z211[1.883.2()]cos1224931.675轴向重合度乙mnbsindd1sincosdZ1工tanPnmnmn124tan121.631Z-1---1-0.772\1.6756.螺旋角系数Zcoscos120.9897.设计中心距[dH]=506MPaK=1.2a0.41Ze=189.8Zh=2.461.6751.63Z0.989a(u1)3500KT1ZeZhZZ(3.8751)3,5001.246.936189.82.460.7720.98920.43.875506101.778mm2acosmnZ1Z22101.778cos1224931.702取m=2,重求中心距amn(z1z2)2(2493)2cos2cos12119.614mm119.614mm圆整中心距，取调整3a=120mmarccosmn(z1Z2)2a2arccos一(2493)212012.83912.839(4).确定齿轮参数尺寸1.2.取齿数z1=24z

模数mn=2mm2=933.实际齿数比uZ2933.8754.确定分度圆直径d1mnZ1cos5.(5).1.d2mnZ2cos确定齿宽Zi2424cos12.83949.231mmd149.231mm293cos12.839190.770mmd2190.770mma1200.41取b=b2=50mmb1b2555mm验算轮齿弯曲强度Z1zv13cos24

cos312.83949.2mm29.13b2bi50mm55mm42100.34coscos12.839齿形系数和修正系数线性差法可得YFai=2.52YSai=1.625YFa2=2.18YSa2=1.79重合度系数Ye重新计算端的重合度11.883.2——cos4Z211.883.2———COS12.83924931.670Y0.25竺0.25-0-75-0.6991.670螺旋角系数由3及eb>1,取丫产0.91校核弯曲强度2000KT1F1——bd1mn20001.246.9362.521.6250.6990.91=5046.936259.50MPaF1F22000KT1Yf.2Ys.2YyF2Fa2sa2bd1mn20001.246.936n”，2.181.790.6990.915046.936256.70MPaf2(6).设计结果齿轮参数及几何尺寸模数m=2mm齿数zi=24z2=93齿见b2=50mmbi=55mm分度圆直径di=49.231mmd2=190.770mm中心距a=120mm螺旋角3=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=2.52Ysai=1.625YFa2=2.18Ysa2=1.79Y0.699YP=0.91m=2mmzi=24z2=93b2=50mmbi=55mmdi=49.231mmd2=190.770mma=120mm3=12.839°

1.低速级齿轮传动设计.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,取小齿轮齿数乙=28高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS,大齿轮齿数z2i乙2.982883.44BZ2=84.iuZ2843误差小于5%Z128.初步设计齿轮传动的主要尺寸.确定许用弯曲应力.弯曲疲劳极限应力大齿轮dFlim=220MPa小齿轮(TFlim=250MPa.寿命次数应力循环次数NF260jFn2t601247.423(82508)2.375108NF360jFn3t60183.027(82508)7.971107Yn2=0.93Yn2=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「】Flim2YN2%T2500.932[F2]372MPaSFmin1.25[F3]Flim3YN3YsT2200.972341.44MPaSFmin1.25.确定许用接触应力.接触疲劳应力大齿轮dHiim=550MPa小齿轮(THiim=580MPa.寿命系数应力循环次数NH260jHn2t601247.423(82508)2.375108小齿轮用45钢大齿轮用45钢小齿轮调质，硬度230-250HBS大齿轮正火，硬度190-210HBSdFiim=220MPa小齿轮用45钢大齿轮用45钢小齿轮调质，硬度230-250HBS大齿轮正火，硬度190-210HBSdFiim=220MPabFiim=250MPaYn2=0.93Yn2=0.97Yst=2SFmin=1.25[F2]372MPa[f3]341.4MFbHiim=550MPaHHiim=580MPaNh22.37510N7.79110H3ZN2=0.92ZN=0.97.最小安全系数按一般可靠度SHmin=1.许用接触应力rHHmin2ZN25800-92coo[h2]533.6MPaSHmin1[H3]Hmin3ZN3550697533.5MPaSHmin1[bH2]v[bH3],取[bh]=[bH2]=533.5MPa.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d12d21八…a0.503u12.981③.弹性系数Ze=189.85.节点区域系数初设螺旋角12Zh=2.465.重合度系数Z端卸重合度11[1.883.2(--)]cosZiZ211[1.883.2(一一)]cos1228841.69轴向重合度乙mnbsindd1sindcosdZ1，tanPnmnmn128tan121.901Z伍J—0.769111.69.螺旋角系数Z<cosJcos120.9890.设计中心距SHmin=1[(TH]=533.5MPaK=1.2a0.503Ze=189.81.691.902a(u1)3：500KT1ZEZHZZaU(31)3.I2,5001.2174.882189.82.460.7690.989131.02mm2acosmnZiZ20.53533.52131.02cos1228842.284取m=2.5,重求中心距mn(z1Z2)2(2884)a143.13mma143.13mm2cos2cos12圆整中心距，取调整3a=145mmarccosmn(Z1Z2)2a2arccos一(2884)214515.094(4).1.15.094确定齿轮参数尺寸取齿数z1=28z2=842.模数mn=2.5mm3.实际齿数比uZ2丝3284.确定分度圆直径d1mnZ1285.d2cosmnZ2cos确定齿宽cos15.09472.464mmd172.464mm284cos15.094217.391mmd2217.391mma1450.503取b=b2=75mm1=b2+5=80mm72.79mmb2=75mmb1=80mm(5).1.验算轮齿弯曲强度

当量齿数Zizv13cos28

cos315.09431.06Z2Zv2―3cos843.cos15.09493.19齿形系数和修正系数线性差法可得YFai=2.52Ysai=1.625YFa2=2.20YSa2=1.78重合度系数Ye重新计算端的重合度11.883.2——cos4Z2111.883.2cos15.09428841.67—cCL0.75cCL0.75ccccY0.250.250.6991.67螺旋角系数由3及eb>1,取Yb=0.88校核弯曲强度2000KT1Vv77F1..YFa1YSa1YYbd1mn20001.2174.882。〜彳c”cccc2.521.6250.6990.88=7572.464277.67MPaF12000KT、'1Y777F2..TFa2TSa2TYbd1mn20001.2174.882。ccc2.201.780.6990.887572.464274.27MPaF2(6).设计结果齿轮参数及几何尺寸模数m=2.5mm齿数Z1=28z2=84齿见b2=75mmb1=80mm分度圆直径d1=72.464mmd2=217.391mm中心距a=145mm螺旋角3=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=2.52YSa1=1.625YFa2=2.20YSa2=1.78Y0.699Yp=0.88m=2.5mmZ1=28z2=84b2=75mmb1=80mmd1=73.464mmd2=217.391mma=145mm3=15.094°七.铸铁箱体结构尺寸箱座壁厚：8=0.025a+3=6.625<8mm取8=8mm箱盖壁厚：81=0.88=8mm箱座凸缘厚度b=1.58=12mm箱盖凸缘厚度b1=1.5Si=12mm箱底座凸缘厚度：b2=2.56=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：di=0.75df=12.92mm取M14箱盖与箱座连接螺栓直径：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、di、d2至外箱壁距离Ffci=24mmC2=22mm-df、d2至凸缘边缘的距离dici=20mmC2=18mmdI2Ci=i6mmC2=i4mmj轴承旁凸台半径Ri=C2=i8mm凸台高度h=58mm外箱壁至轴承座的距离li=Ci+C2+50mm大齿轮顶圆与内机避的距离Ai=8mm齿轮端面与内机壁距离A2=8mm箱盖肋厚m=0.856i=6.8mm取8mm箱座肋厚m=0.858=6.8mm取8mm八.轴的设计轴的结构设计：i、高速轴的结构设计(i)各轴段直径的确定：dii：最小直径，安装联轴器的外伸段，dii=dimin32mmdi2：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(拟采用毡圈密封)，di2=36mmd13：滚动轴承处轴段，di3=40mm，滚动轴承选择7208AC,di4：轴肩，di4=47mm

d1s齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，米用齿轮轴结构。所以J15♦轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。di550di6：轴肩，di6=47mmdi7：滚动轴承处轴段，di7=di3=40mm.(2)各轴段长度的确定：lii：由联轴器的毂孔宽Li82mm确定，lii=82mmli2：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，li2=82mmli3：由滚动轴承装配关系等确定，且加挡油板，li3=23mmli4：由装配关系，箱体结构等确定，li4=95mmli5：由高速级齿轮宽度Bi=55mm确定，li5=55mmli6:取为li6=23mmli7:由滚动轴承装配关系等确定，li7=i8mm2、中间轴的结构设计(i)各轴段直径的确定：d2i：最小直径，滚动轴承处轴段，d2i45mm,滚动轴承选取7209AC,d22：齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。d22=52mmd23：轴环，d23=58mmd24：高速级大齿轮轴段，d2452mmd25：滚动轴承处轴段，d25=d2i=45mm(2)各轴段长度的确定：l2i：由滚动轴承装配关系等确定，l2i=37mm

I22：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，122=80mm123：轴肩宽度，I23=i0mmI24：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，124=50mm.I25:由滚动轴承装配关系等确定，I25=37mm3、低速轴的结构设计(1)各轴段直径的确定：d3i：滚动轴承处轴段，d3i=55mm,滚动轴承选取7311AC,d32：低速级大齿轮轴段，d32=64mmd33:轴环，d33=70mmd34：过度轴段，d34=64mmd35:滚动轴承处轴段，d35=55mmd36：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(拟采用毡圈密封)，d36=50mmd37:最小直径，安装联轴器的外伸段，d3745mm(2)各轴段长度的确定：I31：由滚动轴承装配关系等确定，131=38mmI32：由低速级大齿轮宽度，I32=75mmI33:轴环，I33=10mmI34:过渡轴段，I34=66mmI35：滚动轴承处轴段，I35=23mmI37：密封处轴段，取I37=43mmI38：安装联轴器的外伸段质112mm

低速轴的校核(1)计算轴上的作用力:Ft2T

dFr九、轴的校核计算5004582217.3914604.2NFt低速轴的校核(1)计算轴上的作用力:Ft2T

dFr九、轴的校核计算5004582217.3914604.2NFttana。4604.2tan201734Ncoscos15FaFttan4604.2tan151233.7N(2)、绘制轴的力学模型图(3).求垂直面支反力，见图LiFt(lil2)FBv0Fbv1449.94N方向向上同理,Fav3154.26N方向向上

Mav=FavLi=-179792.82N-mmMbv=FbvL2=179792.82N-mm(4).水平面支反力，见图由绕支点A的力矩和Mah0,得:d-Fa(li12)FahLiF,02Fbh194N方向向上同理，得：Fah1540N方向向上Mah=LiFah=87780N-mmMbh=L3Fbh=24056N•mm(5).合成弯矩图,C处：22McmaxMchMcvM2AHM2AV877802179792.822200076.95Nmm22MCminMCHMCVM2bhM2bv240562179792.82230032.57Nmm(6).转矩图，见图T500458Nmm(7).当量弯矩比较Mb、Mc可知，当量弯矩最大处是C截面处BeqCmax(T)2,2000762(0.6500458)2360825.94Nmm(8)计算危险截面直径查表得160MPaMBeqdB3——q39.2mm;0.11小于设计轴径十、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Cr36.8KN,Cor25.8KNFa426.54NFr700.75Nn960r/min且h=8x10x365=29200计算轴承的当量动载荷PFa0.015查表取Kd1.1需有所得的Fa值验证一下，比值—ap，Cor0.015FaCr0.015由表17-5得X=0.38,丫=1.47得,PfP(XFrYFa)982.63N由预期寿命求所需的CCp360n6h24186.9\106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选取7209C,其基本参数查资Cr38.5KN,Cor28.5KNFa1254.70NFr2061.28Nn247.423r/min且h=8x10x365=29200计算轴承的当量动载荷PFa查表取Kd1.1需有所得的Fa值验证一下，比值二0.056P,CorFa0.033Cr由表17-5得X=0..43,Y=1.30得，PfP(XFrYFa)2768.07N由预期寿命求所需的CCp360n6h-20936.79\106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Cr52.8KN,Cor40.5KNFa1233.7NFr1734Nn83.027r/min且h=8x10x365=29200计算轴承的当量动载荷PFa查表取Kd1.1需有所得的Fa值验证一下，比值-Fa0.0304P,Cor

Fa0.023CrFa0.023由表17-5得X=0.40,Y=1.40得，PfP(XFrYFa)2661.78N由预期寿命求所需的CCp3'60nlh13993.15\106确定轴承型号查机械设计手册P119,由周径d=40选72