二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书.doc

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机械设计

课程设计（论文）

题　目:

二级圆柱齿轮减速器设计

学生姓名刘芯

专业_机械设计制造及其自动化

学号_222012322220019

班级_2012级1班

指导教师李华英

成绩_

工程技术学院

2014年11月

机械设计课程设计任务书

学生姓名

刘芯

专业年级

机械设计制造及其自动化2012级

设计题目：

带式运输机传动装置的设计

设计条件：

1、运输带工作拉力F=2500N；

2、运输带工作速度v=1.1m/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35ºC；

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……………………………………………………………………………3

1.电动机选择……………………………………………………………………4

1.1确定电机功率………………………………………………………………4

1.2确定电动机转速……………………………………………………………5

2.传动比分配……………………………………………………………………5

2.1总传动比……………………………………………………………………5

2.2分配传动装置各级传动比…………………………………………………5

3.运动和动力参数计算………………………………………………………5

3.1各轴转速……………………………………………………………………5

3.2各轴功率……………………………………………………………………5

3.3各轴转矩……………………………………………………………………6

4.传动零件的设计计算………………………………………………………7

4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算……………………………………7

4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算……………………………………11

5.装配草图………………………………………………………………………14

5.1轴最小直径初步估计………………………………………………………14

5.2联轴器初步选择……………………………………………………………14

5.3轴承初步选择………………………………………………………………15

5.4键的选择……………………………………………………………………15

5.5润滑方式选择………………………………………………………………15

6.减速器箱体主要结构尺寸…………………………………………………15

7.轴的受力分析和强度校核…………………………………………………17

7.1高速轴受力分析及强度校核………………………………………………17

7.2中间轴受力分析及强度校核………………………………………………18

7.3低速轴受力分析及强度校核………………………………………………20

8.轴承寿命计算…………………………………………………………………22

8.1高速轴寿命计算……………………………………………………………22

8.2中间轴寿命计算……………………………………………………………23

8.3低速轴寿命计算……………………………………………………………24

9.键连接强度计算……………………………………………………………26

9.1高速轴上键连接强度计算…………………………………………………26

9.2中间轴键强度计算………………………………………………………27

9.3低速轴链接键强度计算…………………………………………………27

参考文献………………………………………………………………………28

前言

机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，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、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。

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较典型的机械装置，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。

本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、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基本设计方法和步骤，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）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。

计算内容和设计步骤：

计算及说明

结果

1.电动机选择

按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。

1.1确定电机功率

η=1

工作机所需功率（kw）为===2.75kw

按《机械课程设计手册》表1-7确定各部分效率

齿轮采用8级精度的一般齿轮传动η=0.97

轴承采用球轴承（稀油润滑）η=0.99

高速级用弹性联轴器η=0.992

低速级用滑块联轴器η=0.98

总效率η=ηηηη=0.97×0.99×0.992×0.98=0.89

电动机所需工作功率（kw）为=2.75÷0.89=3.1kw

1.2确定电动机转速

卷筒轴工作转速n==52.5r/min

二级圆柱齿轮减速器传动比3

电机转速n=（3~5）×（3~5）n=472.5r/min~1312.5r/min

取n=1000r/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=4kw,满载转速n=960r/min

由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm

2.传动比分配

2.1总传动比

i===18.3

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i=（1.3~1.5）i,i=ii

计算可得i=4.88i=3.75

3.运动和动力参数计算

3.1各轴转速

高速轴n=n=960r/min

中间轴n=n/i=960/4.88=196.7r/min

低速轴n=n/i=n/ii=960/18.3=52.5r/min

3.2各轴功率

高速轴p=pη=3.1×0.992=3.075kw

中间轴p=pηη=3.075×0.97×0.99=2.953kw

低速轴p=pηη=2.953×0.97×0.99=2.836kw

3.3各轴转矩

高速轴T=9550=30.56N·M

中间轴T=9550=143.37N·M

低速轴T=9550=515.88N·M

4.传动零件的设计计算

4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算

4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；

（3）材料选择

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；

（4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数

=4.88×24=117.12，取；Z2=118

4.1.2按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算

（1）确定公式内各计算数值

1）试选载荷系数Kt=1.3。

2）小齿轮传递的转矩T=9.55×10=30560N·M

3）由教材表10-7选取齿宽系数Φd=1。

4）由教材表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa

5）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σlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限σlim2=550MPa。

6）由教材公式10-13计算应力循环次数（设每年工作356天）

60×960×1×356×2×8×8=2.691×109=5.514×108

7）由教材图10-19取接触疲劳寿命系数

K0.9K1.05

8）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1﹪，安全系数S=1,则

[σ]==540MPa

[σ]==577.5MPa

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

=41.883mm

2）计算圆周速度

=2.105m/s

3）计算齿宽b

=1×41.883=41.883mm

4）计算齿宽与齿高比b/h

模数：

=1.745mm

齿高：

1.745×2.25=3.926mm

b/h=10.67

5）计算载荷系数K。

由教材表10-2查得使用系数KA=1；根据2.105m/s，7级精度，由教材图10-8查得,动载系数KV=1.1；

直齿轮1

由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417；

由10.67，1.417查教材图10-13得1.38；

故载荷系数

1×1.1×1×1.417=1.5587

6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有

=44.495mm

7）计算模数mn

=1.854mm

4.1.3按齿根弯曲强度设计

按教材式（10-17）试算，即

m≥

（1）确定计算参数

1）由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限σFE2=380MPa；

2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有

[]=

4）计算载荷系数

K==1×1.1×1×1.38=1.518

5）查取齿形系数和应力校正系数

由教材表10-5用插值法查得

YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.81

6）计算大、小齿轮的并加以比较。

=0.01379

=0.011973

小齿轮的数值大。

（2）设计计算

=1.31mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m1=1.5mm，已可满足弯曲强度。

为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.495mm来计算应有的齿数。

于是由

=29.6

取Z1=30，则Z2=i1Z1=4.88×30=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

d=Z=30×1.5=45mm

d=Z=147×1.5=220.5mm

（2）计算中心距

a=（d+d）/2=132.75mm

（3）计算齿轮宽度

1×45=45mm

圆整后取B2=45mm,B1=50mm

4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）

4.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数

低速级转速低、传递转矩大，故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280HBS的40Cr（调质），大齿轮为硬度240HBS的45（调质）；仍初选小齿轮齿数Z1=24，

大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.75×24=90

4.2.2按齿面接触强度设计

试算公式：

（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T2=143.37N·M,

Φ=1；ZE=189.8MPa；

应力循环次数：

=5.514×108

=1.47×108；

小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa；

大齿轮σHlim=550MPa；

接触疲劳寿命系数：

KHN1=1.05,KHN2=1.12.

取失效概率为1﹪，安全系数S=1，

计算得接触疲劳许用应力

=630Mpa

=1.12×550=616MPa

（2）计算

1）小齿轮分度圆直径

=64.205mm

2）圆周速度

=0.661m/s

3）齿宽1×64.205=64.205mm

模数=2.67mm

齿高h=2.25×mt=2.25×2.67=6.019mm

宽高比10.666

4）载荷系数。

Kv=1.01；直齿轮1.0；KA=1；1.423,1.39；

则1.5653

5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:

=68.305mm

6）计算模数mm=2.846mm

4.2.3按齿根弯曲强度设计

设计公式：

（1）确定公式内各计算数值

小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；

大齿轮的疲劳强度极限σFE2=380MPa；

弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.9；

载荷系数1.529；

YFa1=2.65，YFa2=2.21；YSa1=1.58，YSa2=1.78；S=1.4；

计算弯曲疲劳许用应力：

==314.2MPa

==244.29Mpa

则：

=0.01332

=0.01610

大齿轮数值较大

（2）设计计算

=2.33mm

取m2=2.5，则小齿轮齿数

=27.3取Z1=28

大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.75×28=105

4.2.4几何尺寸计算

（1）分度圆直径

28×2.5=70mm

262.5mm

（2）中心距=166.25mm

（3）齿轮宽度1×70=70mm

取B4=70mm，B3=75mm。

5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A0=105

=15.52mm取22mm

5.1.2中间轴

材料40Cr（调质），硬度280HBS，由教材表15-3取A0=110

=27.14mm取30mm

5.1.3低速轴

材料45钢调质，硬度250HBS，由教材表15-3取A0=110

=41.58mm取40mm

5.2联轴器初步选择

由教材表14—1查得工作情况系数K=1.5

计算转矩T=KT=1.5×30.56=45.84N·M

T=KT=1.5×515.88=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

LM4

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

5.3轴承初步选择

第一次放大

第二次放大

高速轴

26mm

30mm

中间轴

33mm

35mm

低速轴

46mm

50mm

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得轴承代号为7007C；低速轴用深沟球轴承，查手册表6-1得轴承代号为6010。

5.4键的选择

高速轴：

输入联轴器连接键：

6×6×32

中间轴：

大齿轮连接键：

12×8×32

低速轴：

大齿轮连接键：

16×10×50

输出联轴器连接键：

12×8×70

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6884.5mm·r/min,低速轴dn=2625mm·r/min。

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-1。

5.5.2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，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≥30mm。

6.减速器箱体主要结构尺寸

名称

符号

尺寸关系

结果（mm）

箱座壁厚

δ

0.025a+3=8.287≥8

8

箱盖壁厚

δ1

0.02a+3=7.23≥8

8

箱盖凸缘厚度

b1

1.5δ1

12

箱座凸缘厚度

b

1.5δ

12

箱座底凸缘厚度

b2

2.5δ

20

地脚螺钉直径

df

0.036a+12

20

地脚螺钉数目

n

a≤250,n=4；a＞250～500,n=6，a＞500时，n=8

4

轴承旁联接螺栓直径

d1

0.75df

16

盖与座联接螺栓直径

d2

（0.5～0.6）df

10

连接螺栓d2的间距

L

150～200

150

轴承端盖螺钉直径

d3

（0.4～0.5）df

8

视孔盖螺钉直径

d4

（0.3～0.4）df

8

定位销直径

d

（0.7～0.8）d2

8

d1d2df至外箱壁距离

C1

表11-2

C1f=26

C11=22

C12=16

dfd2凸缘边远距离

C2

表11-2

C2f=24

C21=20

C22=14

轴承旁凸台半径

R1

C21

20

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

L1

C1+C2+（5～10）

47

铸造过渡尺寸

x,y

表1-38

x=3

y=15

大齿轮顶圆与内壁距离

△1

＞1.2δ

10

齿轮端面与内箱壁距离

△2

＞δ

10

箱盖箱座肋厚

m1,m

m1≈0.85δ1，m≈0.86δ

m1=7

m=7

轴承端盖外径

D2

D+（5～5.5）d3

D21=95

D22=102

D23=120

轴承旁联接螺栓距离

S

尽量靠近，Md1和Md2互不干涉为准，一般取s≈D2

S1=95

S2=102

S3=120

7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

如图小齿轮受力：

=1358.2N

=494.4N

受力分析：

由轴的结构图得：

L1=134mmL2=51.5mm

水平面：

由

得：

FNH1=137.3NFNH2=357.1N

弯矩M==18390.7N·mm

铅垂面：

由

得：

FNV1=377.1NFNV2=981.14N

弯矩M==50526.7N·mm

总弯矩M==53770N·mm

扭矩T=30560N·mm

按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6

=21MPa

之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70MPa

<,故安全。

7.2中间轴受力分析及强度校核

如图大齿轮受力：

=1300.4N

=473.3N

小齿轮受力：

=4096.3N

=1490.9N.

受力分析：

由轴的结构图得：

L1=64.5mm,L2=70mm,L3=52mm.

水平面：

得：

FNH1=-843.3NFNH2=174.3N

弯矩M==-54393N·mm

M=Fr3L2+FNH1（L1+L2）=－102987.6N·mm

铅垂面：

得：

FNV1=3042.2NFNV2=2354.5N

弯矩M=－FNV1L1=－196222N·mm

M=Ft3L2－FNV1（L1+L2）=－122434N·mm

总弯矩M.==203621N·mm

M==159989N·mm

扭矩T=143370N·mm

按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6

=51.6MPa

之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70MPa

<,故安全。

7.3低速轴受力分析及强度校核

如图所示，齿轮受力为：

Ft4==3931N

Fr4=Ft4tanα=3931×tan20=1431N

由轴的结构图得：

L1=62.5mmL2=123mm

受力分析

水平面：

得：

FNH1=933.8NFNH2=497.2N

弯矩M=FNH1L1=61164N·mm

垂直面：

得：

FNV1=2565NFNV2=1366N

弯矩M=FNV1L1=168008N·mm

总弯矩：

=178795N·mm

扭矩T=515880N·mm

按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6

=21.5MPa

此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得60MPa

<,故安全。

8轴承寿命计算

8.1高速轴寿命计算

高速轴轴承为7006C。

由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：

C=15.2kN

轴承受到的径向载荷：

F=F=377.1NF=F=981.1N

派生轴向力为：

取e=0.4

Fd1=eFr1=150.