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课程设计说明书二级圆柱齿轮减速箱设计年级：能动903学号：0.940270姓名：陈华设计时间：2月28日目录1、设计任务2、传动系统方案确定3、电动机选择4、传动比选择5、传动系统运动和动力参数计算6、传动系统误差分析7、齿轮选择计算8、减速器轴设计9、轴和键计算校核10、减速器箱体设计11、润滑和密封12、参考资料计算及说明结果1设计任务书设计任务设计带式输送机传动系统采取展开式两级闭式圆柱齿轮传动原始数据输送带有效拉力F=3000N输送带传送速度V=1.4m/s输送带滚筒直径d=350mm(3)工作条件工作寿命5年（每十二个月工作300天，天天运转8h)，两班制工作，空载开启，载荷平稳，常温下连续传动。2传动系统方案确定带式输送机传动系统方案以下图所表示：3电动机选择按设计要求及工作条件选择系列三相异步电动机，电压380V。电动机容量选择依据已知条件知道工作机所需有效功率Pω=4.2kwPω=4.2kw（2）各零件传动效率设η1为联组器（弹性）效率，查表可知η1=0.99，η2为一对滚动轴承效率，η2=0.99，η3为闭式传动齿轮效率，η3=0.97，η4为输送机滚筒效率，η5=0.96.所以η=η12η24η32η4=0.9920.9940.9720.96=0.8504（3）电动机输出功率Pr=Pω/η=4.2/0.8504=4.9388kwPr=4.9388kw（4）电动机转速nω=600001.4/350π=76.39r/min所以可Y选转速为1000r/min同时电动机为宜。依据工作条件，选择型号为132M2-6性能参数以下：电动机额定功率：Pm=5.5kw132M2-6电动机满载转速：nm=960r/minPm=5kw电动机轴伸长直径：D=38mmnm=960r/min电动机轴伸长长度：E=80mm4传动比分配带式传动机理论总传动比i=nm/nω=960/76.39=12.567设i1为两级圆柱齿轮减速器高速级比，i2为两圆柱齿轮减速箱低速级比。取i1=1.4i2,i1'i2=i,所以i1=4.194,i1=4.194i2=2.996i2=2.9965传动系统运动和动力参数计算：传动系统各轴转速、功率、转矩计算以下O轴（电动机轴）no=960r/min,P0=Pr=4.9388kw,T0=9550P0/n0=95504.9388/960=49.13N·m1轴（减速器高速轴）n1=960r/min,P1=P0η1=4.93880.99=4.8894kw,T1=T0η1=49.130.99=48.64N·m，2轴（减速器中间轴）n2=n1/i1=960/4.194=224.13r/min,P2=P1η2η3=4.8894x0.99x0.97=4.6953kwT2=T1η2η3i1=49.13x0.99x0.97x4.194=197.87N·m,3轴（减速器低速轴）n3=n2/i2=224.13/2.996P3=P2η2η3=4.6953x0.99x0.97=74.8r/min=4.5kwT3=T2η2η3i2=197.87x0.99x0.97x2.996=569.28N·m4轴（滚筒轴）P4=P3η1=4.5x0.99T4=T3η1=569.28x0.99=4.455kw,=563.6N·m,带转矩T带=T4η4η1=563.6x0.96x0.99=535.6N·m,6误差（535.6-3000x0.175)/(3000x0.175)=2%带式传动装置运动和动力参数轴名功率/kw转矩/N·m转速r/min传动比i效率0轴（电机轴）4.938849.1396010.991轴（高速轴）4.889448.649604.1940.962轴（中间轴）4.6953197.87224.132.9960.963轴（低速轴）4.5569.2874.82.9960.964轴（滚筒轴）4.455535.674.810.987减速器传动零件设计和计算1高速级斜齿圆柱齿轮参数计算采取软齿面选材及热处理减速器要求结构紧凑，故小齿轮选择BHS1=240~27045号钢调质处理；大齿轮选择BHS2=190~21045号钢正火处理，载荷稳定，初选精度8级。齿根弯曲疲惫应力小齿轮转矩T1=48.64N·m，查表得大小齿轮弯曲疲惫强度δFmin2=220Mpa,δFmin1=250Mpa应力循环次数NF1=60jFn1t=60x960x1=6.9x108NF1=6.9X108NF2=NF1/i1=6.9x108/4.194=1.64x108查表可得，YN1=0.90，YN2=0.94NF2=1.64X108应力修正系数YST=2，最小安全系数SFmin=1.25,YN1=0.90许用弯曲应力计算YN2=0.94[δF1]=δFLim1YN1YST/SFmin=250x0.9X2/1.25=360MPa[δF2]=220x0.94x2/1.25=330MPa（3）许用接触应力计算查图得小齿轮疲惫极限应力δHLim1=600Mpa，大齿轮疲惫接触应力δHlim2=550Mpa疲惫接触寿命系数ZN1=0.94，ZN2=0.98，SHmin=1许用接触应力[δH1]=600X0.94=564Mpa，[δH2]=550X0.98=539Mpa,δH1〉δH2取δH=539Mpa按齿面接触强度确定中心距小齿轮转矩T1=48.64N·m，齿数比u=n1/n2=960/224.13=4.28按8级精度制造电机直接驱动取载荷系数K=1.2，齿宽系数Φd=1，Φa=0.4,弹性系数Ze=189.8，节点区域系数，初设螺旋角β=130，ZH=2.45，重合度系数，初取Z1=24，Z2=iZ1=4.28x24=102.7≈103，i=u=Z2/Z1=103/24=4.29（误差小于5%）端面重合度εa=[1.88-3.2(1/24+1/103)]cos13o=1.67轴向重合度εβ=φdZ1tanβ/π=24xtan13o/π=1.76〉1，重合度系数Zε=（1/1.67）1/2=0.77螺旋角系数Zβ=(cos13o)1/2=0.987设计中心距a≥104.68，mn≥2acosβ/（Z1+Z2)=1.6取mn=2重求中心距a=mn(Z1+Z2)/2cosβ=130.3，查表a取132，mn=2调整螺旋距β=cos-10.962=15.8oa=132(5)确定齿轮参数和尺寸齿数Z1=24，Z2=103模数mn=2实际齿数比u=103/24=4.29确定分度圆直径d1=mnZ1/cos15.8o=50mm,d1=50mmd2=mnZ2/cos15.8=214mm,d2=214mm确定齿宽b=b2=aφa=132x0.4=52.8,取b2=55mm，b1=55+5=60mmb1=60mm演算轮齿弯曲强度b2=55mm当量齿数Zv1=Z1/cos315.8o=26.9,按27查表，Zv2=103/cos315.8o=115.6,按116查表。齿形系数查表YFa1=2.57,YFa2=2.17应力修正系数YSa1=1.60,YSa2=1.80重新计算端面重合度εa=1.65重合度系数Yε=0.25+0.75/1.65=0.705Yε=0.705由β及εa，查图取Yβ=0.88齿根弯曲应力δF1=(X1.2X48.64X2.57X1.6x0.705X0.88)/(55X49.88X2)=54.27Mpa〈[δF1]δf2=（x1.2x48.64x2.17x1.8x0.705x0.88)/(60x49.88x2)=47.26〈[δF2]两齿轮弯曲强度足够。设计结果模数mn=2齿数Z1=24Z2=103齿宽b2=55mm，b1=60mm分度圆直径d1=50mmd2=214mm中心距a1=132mm2低速级直齿圆柱轮参数计算减速器要求结构紧凑，故大齿轮用45正火硬度为200~230HBS，小齿轮选择45号钢调质，硬度为240~270HBS。确定许用弯曲应力查图得小齿轮极限应力δ=240Mpa，大齿轮极限应力δ=220Mpa寿命系数应力循环次数NF1=60x224.13x1=1.6x108,NF2=60X74.8x1=5.38x107，查图Y1=0.9，Y2=0.95，齿轮应力修正系数YST=2，最小安全系数SFmin=1.25.确定许用弯曲应力[δF1]=240X0.9X2/1.25=346Mpa,[δF2]=220X0.95X2/1.25=334Mpa确定许用接触应力查图得接触疲惫极限应力小齿轮δHmin1=560Mpa,大齿轮δHmin2=500Mpa，ZN1=0.94，ZN2=0.98最小安全系数SHmin=1许用接触应力[δH1]=560X0.94/1=526.4Mpa，[δH2]=500x0.98/1=490Mpa.中心距，查表(机械课程设计，交大版）取二级标准中心距a2=190mma2=190mm确定齿数参数及尺寸齿数比u=n2/n3=224.13/74.8=2.996初选齿数Z1=30，Z2=30X2.996=89.88取Z2=90计算模数m=2a/(Z1+Z2)=2x190/120=3.16,m取3m=3确定齿数联立Z1+Z2=2a/m,Z2=uZ1Z1=32，Z2=95实际齿数比u=95/32=2.968，传动比误差（2.996-2.968）/2.996=0.9%（在误差许可范围内）。Φa=2/(u+1)=0.5确定重合度系数ε=1.88-3.2x（1/32+1/95）=1.75,Zε=0.866Zε=0.866齿宽b=b2=φaa2=0.5x190=95mm，b1=95+5=100mm，b1=100mm分度圆d1=3x32=96mm,d2=3x95=285mmb2=95mm演算轮齿弯曲强度d1=96mm齿形系数YF1=2.5，YS1=1.63，YF2=2.19，YS2=1.78d2=285mm重合度系数Yε=0.25+0.75/1.75=0.679齿根弯曲强度δf1=x1.2x224.13x2.5x1.63x0.679/(100x9x32)=51.68Mpa小于极限强度。δf2=x1.2x224.13x2.19x1.78x0.679/(95x9x95)=17.53Mpa小于极限强度。两齿轮弯曲强度足够.设计结果模数m=3齿数Z1=32Z2=95齿宽b2=95mm，b1=100mm分度圆直径d1=96mmd2=285mm中心距a2=190mm总中心距长为a1+a2=132+190=322mm.8轴及轴承装置设计绘制轴初步简图和初定跨度轴部署图（a1=132,a2=190,齿宽bh1=b2=55mm,bh2=b1=100mm,相邻两齿轮之间S取10mm.C取4mm,K取10mm.n1n2n3分别表示1轴2轴3轴所用滚动轴承宽度，bh1,bl1,分别表示高速级小齿轮宽度和低速级小齿轮宽度。由此初步确定轴上零件相互位置，3根轴上跨距分别为：１轴（输入轴）及其轴承装置、键设计１．输入轴上功率P1=4.8894kw,n1=960r/min,转矩T1=48.64N·m,轴上小齿轮直径较小(d1=49.88mm),可采取齿轮轴结构。2．初定轴最小直径选轴材料为40Cr钢，调质处理。依据表１５－３，取A=100（以下轴均取此值），于是由式１５－２初步估算轴最小直径dmin=0.8D=0.8x38=30.4mm,因轴上有一键槽，故d1=35mm输入轴直径显然是安装联轴器处轴直径而且略小于电动机轴伸长D，所以d1取35mm,为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号.联轴器计算转矩Tc=KT1,查表14-1,考虑到转矩改变很小,故取KA=1.3,则，Tc=63.2N·m查《机械设计手册》，选择YL8型凸缘联轴器，其公称转矩为250N·ｍ。联轴器孔径d=38mm，联轴器长度L＝82ｍｍ，联轴器和轴配合毂孔长度L=50mm。3．轴结构设计１）确定轴上零件装配方案２）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度（１）为满足联轴器轴向定位要求，靠近联轴器处需制处一轴肩，轴肩高度h=0.1d1=36x0.1=2mm,故取2-3段直径d2=38mm，L23.=40mm。联轴器和轴配合毂孔长度=50mm.，为了确保轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴端面上，故l1长度应该比略短一点，现取l12=35mm（2）初步选择滚动轴承参考工作要求d2=38mm，初选型号7008c角接触轴承，其内径为d=40mm，外径D=68mm宽度B=15mm,da=46,d2=d6=38mm,轴段6-7长度和轴承宽度相同,故取l67=15mm.(3)取齿轮右端面和箱体内壁间留有足够间距，取l56=15mm。为减小应力集中,并考虑右轴承拆卸,轴段5-6直径应依据7008c角接触轴承定位轴肩直径确定d56=da=46mm.（4）轴段4-5上齿轮,d45=46mm,长度和齿宽b1相等，l45=60mm,3~4段直径应略大于d5取d3=46.5mm,长度l34取114mm.（5）轴端取45o角。4.键选择d1=35mm,查表联轴器和轴连接选择一般圆头平键b=10mm,h=8mmL=40mmR=5mm,键槽深t=5mm,毂槽深d+l1=3.3r=5mm2．２轴（中间轴）及其轴承装置、键设计1.中间轴上功率P2=4.6953kw,n2=224.13r/min转矩T2=197.87N·m初定轴最小直径选轴材料为40Cr，调质处理。依据表，取A=100，于是由式１５－２初步估算轴最小直径dmin=100x0.275668=27.57mm,因轴上有两键槽，故d=27.57+2x27.57x3%=29.22mm将d1取35mm。3．依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度（1）初选型号7007c角接触球球轴承参数以下d=35mm,D=62mm,b=14mmda=41mm，基础额定动载荷Cr=19.5KN基础额定静载荷Car=14.2KN,故d1=d5=35mm。轴段6长度需加一套同故取l5=30mm，轴段1除有一轴承外，还需加一套筒，l1=30mm.(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮安装d2应略大于d1可取d2=45mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽b2=55mm，取l2=54mm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3直径,轴肩高度h=0.1d3取d3=48mm,l3=1.5h=7.2mm,故取l3=10mm.(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮安装,可取d4=45mm。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4长度l4应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,直齿齿宽b=100mm，取l4=96mm。小齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段3直径,d3=48mm.参考书本，取轴端为45o角(5)键选择d2=45mm,查表齿轮和轴连接选择一般圆头平键b=12mm,h=8mmL=45mmR=6mm,轴槽深t=5.5mm,毂槽深d+l1=3.8r=6mmd4=45,选择圆头平键和大齿轮相同。3.３轴（输出轴）及其轴承装置、键设计１．输出轴功率P3=4.5kw,n3=74.8r/min转矩T3=569.28N·m2初定轴直径轴材料同上。由式１５－２，初步估算轴最小直径dmin=100x0.3918=39.18mm,因轴上有一键槽，故d=39.18+39.18x3%=40.35mm将d1取40mm。4．轴结构设计１）确定轴结构和尺寸２）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度（1）轴段1和轴段5用来安装轴承，依据d1=40mm，初选型号7008C角接触轴承，参数基础：d=40mm,D=68mm,B=15mmda=46mm，基础额定动载荷Cr=30KN,基础额定静载荷Car=18KN。由此能够确定：d1=d5=40mm,另外，1段右端需加一套筒，初取L1=30mm,l5=15mm（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承拆卸,轴段2和4直径应依据7008C角接触轴承定位轴肩直径确定,即d2=d4=da=46mm，取l4=74mm(3)轴段2上安装低速级大齿轮，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，轴段2长度应比齿轮毂长略短,取=93mm，大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3直径,轴肩高度h=0.1d3,若取d3=70mm,l3=1.5h=10.5mm,故取l3=10mm。(4)d6取38mm,为提升安全经济型输出轴上和滚筒连接轴长l6取40mm.d7=35mm,l7=45mm.（5）取轴端为45o角。（6）键选择d2=50mm,查表齿轮和轴连接选择一般圆头平键b=14mm,h=9mmL=80mmR=7mm,轴槽深t=5.5mm,毂槽深d+l1=3.8r=7mm9.低速轴受力分析、弯距计算选择低速级大齿轮轴作为校核轴低速级大齿轮受力Ft=2T3/d2=2x569.28/285Fr=Fttana=4xtan20o=4KN,=1.45KN（１）计算支承反力在水平面上Mox=0,FBx=FtLoA/LoB=2.3KNFox=Ft=4KN在垂直面上Moz=0,Fbz=FrloA/loB=0.38KN故Foz=Fr=1.45KN,（2）计算弯矩１）水平面弯矩在A处，Mv=FtLoALaB/LoB=221.6N·m２）垂直面弯矩在A处MH=FrLoALAB/LOB=80.33N·m（３）合成弯矩图在A处MA=(MV2+MH2)1/2=235.7N·m（4）计算转矩，并作转矩图(AC段)T=T3=596.28N·m6．作受力、弯距和扭距图7．按弯扭合成应力校核轴强度由合成弯矩图和转矩图知，A处受最大弯矩和扭矩，而且有较多应力集中，为危险截面依据式及以上数据，转矩不变，取α=0.3δ=M/W=52.2Mpa〈[δo],所以轴强度足够强。8．选择校核键低速级大齿轮键选择圆头平键（A型）b=14mm,h=9mmL=85mm键槽l=85mm，d=50mm强度δ=4T3/hld=62.3Mpa〈[δ许]所以键校核安全。9．校核轴承和计算寿命１）校核轴承和计算寿命O处载荷For=(F2ox+F2oz)1/2=4.25kNB处载荷FBr=(F2bx+