机械设计课程设计(二级展开式减速器)

二级展开式圆柱齿轮减速器-机械设计课程设计目录

l 设计任务.....................................................

2 电动机的选择计算............................................

3 传动装置的运动和动力参数计算..............................

4 带传动的设计计算..........................................

5 传动零件的设计计算.............................................

6 轴的结构设计和强度校核.......................................

7 滚动轴承的选择及计算..........................................

8 箱体内键连接的选择及校对...........................

9 箱体的结构设计......................................

10 联轴器的选择.................................................

11 减速器附件的选择 (12)

润滑与密封.............................................. 13 参考文献..................................................... 14 设计小结........................... .........................

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一、设计任务

1、设计题目:用于带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器

2、系统简图:

3、工作条件:工作有轻微振动，经常满载、空载起动、两班制工作，运输带允许速度误差为 ,,，减速器小批量生产，使用寿命八年，每年按300天计。

4、原始数据

已知

输送带拉力F(KN) 2.4

输送带速度v(m/s) 1.4

滚筒直径D(mm) 400

5、设计工作量:

1. 减速器装配图一张(1号图纸)

2. 零件工作图二张(传动零件、轴各一张)

3. 设计计算说明书一份(A4纸，6000-8000字)

二、电动机的选择计算

如系统简图所示的胶带运输带的有效拉力F=2.4KN，工作速度v=1.4m/s,传动

滚动直径D=400mm，电源为三相交流，电压为380/220V试选择电动机。工作条件:单向运转，有轻微振动，空载起动，单班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为?5%。

1.选择电动机系列

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭自扇冷式结构,电压为380V,Y 系列。

.选择电动机功率 2

FV2400，1.4,3.36,P= kw W10001000

传动装置的总效率:

,,0.96 V带传动效率 b

圆柱齿轮的传动效率η=0.97 g

2

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一对滚动轴承的效率η=0.98 r

联轴器的效率η=0.99 c

传动滚筒效率η=0.96 滚筒

32,,,,,,, 卷筒bcrg

传动总效率

32,,0.96，0.99，0.98，0.98，0.96,0.82 所需电动机功率

3.36Pw,

4.1==kw Pr0.82,

3.电动机的转速

,6060，1.4滚筒转速 ==66.88r/min n,W3.14，0.4,D

iV带=2~4 b

i双级圆柱齿轮 =8~40 g

i=16~160 取i=16~40

n=1070~2675 r/min 取n=1500 r/min 通过比较决定选择电动机型号为Y132S-4, 同步转速为1440r/min，所选电动机的

数据和安装尺寸如下表

5.5 电动机外伸轴直径D/mm 38 额定功率P/kw 0

1440 电动机外伸轴长度E/mm 80 满载转速n(r/min) 0

额定扭矩 2.2 电动机中心高H/mm 132

三、传动装置的运动及动力参数计算

1、分配传动比

电动机的满载转数n=1440r/min 0

3

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总传动比 I= n/n= 1440/66.88=21.5总 0w

分配传动装置各级传动比

，取带传动传动比 i,2.5i,ii,iiibbgb12

ii,i/i,21.5/2.5,8.6 12b

令，代入上式求得: i,1.3i12

高速级传动比，低速级传动比。 i,2.57i,3.3521

2、各轴功率、转速和转矩的计算 a.各轴转速

1轴转速 n,n/i,1440/2.5,576r/min1mb

2轴转速 n,n/i,576/3.35,171.9r/min 211

3轴转速 n,n/i,171.9/2.57,66.9r/min322

n,n,66.9r/min卷筒轴转速 43

b.各轴功率

P,P,,5.5，0.96,5.28kW1轴功率 1nb

P,P,,,5.28，0.98，0.97,5.02kW2轴功率 21rg

P,P,,,5.02，0.98，0.97,4.77kW3轴功率 32rg

P,P，,，,,4.77，0.98，0.99,4.63kW卷筒轴功率 43rcc.各轴转矩3电机轴 T,9550P/n,9550，5.5/1440，10N,mm,36476N,mmnm0

31轴 T,9550P/n,9550，5.28/576，10N,mm,87542N,mm111

3T,9550P/n,9550，5.02/171.9，10N,mm,278889N,mm2轴 222

3T,9550P/n,9550，4.77/66.9，10N,mm,680919N,mm3轴 333

3T,9550P/n,9550，4.63/66.9，10N,mm,660934N,mm卷筒轴 ww4 4

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计算结果如下表:

轴名电动机轴 1轴 2轴 3轴卷筒轴

参数

转速 n,171.9n,66.9n,66.9n,1440n,576234m,11 n/(r,min)

P,5.5P,4.77P,4.63P,5.28P,5.02功率P/kW n3412

转矩 T,680919T,36476T,87542T,278889T,66091430124T/N?mm 传动比i 2.5 3.35 2.57 1

效率η 0.95 0.95 0.95 0.97

四、带传动的设计计算

P1 确定设计功率 d

由《机械设计》表5-6查K=1.1 A

P,K,P,1.1，5.5kW,6.05kWdAn

2 选择V带型号

Pn选择V带的带型，由图8-11选用A型 ca0

dv3 确定带轮的基准直径并验算带速 d

d?初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，查取A型带轮，应D,75mmd1min使D,D，小带轮转速较低，选。 D,100mm1min1 验算带速v

,D3.14，100，1440nv,,,7.536m/s 60，100060，1000

D带速在5~25m/s之间，选择合适。 1

D,iD(1,,),2.5，100，(1,0.01),247.5mm 21

D,250mm参考表8-8给出的带轮直径系列，取。 2

250,247.5,0.01,,5%转速误差 247.5

5

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4 确定中心距a和带长 Ld

由式(8-20) 0.7(D，D),a,2(D，D)12012

245mm,a,700mm0

初选 a,400mm0

2(D,D),,21带长 L,2a，(D，D)，,1364mm012d24a0查表8-2取 L,mm1400d L,L,dd中心距 a,a，,418mm02

a的调整范围

a,a,0.015L,397mm mind

a,a，0.03L,460mmmaxd

验算包角

DD,21 ,,180:,，57.3:,159.4:1a

6 确定V带根数

Pdz,按式 (P，,P)KK00ac

P,1.32kW由表8-9a,插值求得得 0

,P,0.17kW由表8-4b查得 0

K,0.95由表8-12查得 a

K,0.96由表8-8查得 L

代入求根数公式，得

P6.05dz,,,4.45 PPKK(，,)(1.32，0.17)，0.95，0.9600aL

取z=5,符合表5-7推荐的轮槽数。

F7 确定初拉力 0

6

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查表8-3得 q,0.1kg/m

P2.52d F,500(,1)，qv,136.7N0zvKa

8 计算作用在轴上的压力F Q

,1F,2zFsin,1345N Q02

9带轮结构设计

? 小带轮结构采用实心式电动机表8-11查的，D,38mm,e,15,0.4,f,90 。轮毂宽， L,(1.5~2)，D,57~76mmB,(z-1)e，zf,105mm0带带轮

五、传动零件的设计计算

?--?轴高速传动啮合的两直齿轮(传动比3.35) 1、选精度等级、材料及齿数

(1)材料及热处理

选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢(调质) ，

硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选取精度等级7级

(3)试选小齿轮齿数Z =23，大齿轮齿数Z ?77 11

2、按齿面接触强度设计:

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式(10-9)试算，即

ZZZKTu，212,HE3d,() ,u,dH

3、确认公式中的各计算数值

(1) 由图10-20选取区域系数ZH= 2.5

(2) 由表8-18选取尺宽系数Фd =1

(3) 由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa

7

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(4) 由式10-13计算应力循环次数

9 N=60njL=605761(230088)=1.3310 ，，，，，，，,h11

8 N=N/3.35=3.9710 ，12

(5)由图8-5查得接触疲劳寿命系数为1和1

(6)接触疲劳强度极限由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ,,,HlimHlim1Hlim2

(7) 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得

Z720,HNlim1 =720Mpa ,,,,,H1S1H

Z580,HNlim2 =580Mpa ,,,,,H2S1H

,, ,=580Mpa H

4、计算载荷系数K

(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25

根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1 (2)

(3)由表8-5查得 K,1.1,

K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 ,

载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H,

Z(4)确定重合度系数 ,

11 ,,1.88,3.2(，),1.7 zz12

4,,Z, =0.88 ,3

(5)所需小齿轮直径d1

ZZZKTu，212HE,3d,() 1,u,dH

8

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2，1.59，875423.35，1190，2.5，0.8823 ==57.26mm ,,()13.35580

d1 模数m==2.49

z

5、根据齿根弯度强度设计

由式(10-17)

YY2KTFS1,, ,,m32,,,,zFd1

确定计算参数

1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限,=300Mpa;大齿轮,=220Mpa F1F2

2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1

4)计算许用应力

取安全系数S=1.6，由式10-12得

YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF

YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF

5) 查取齿型系数和应力校正系数

YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2

YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2

YYFS,,6)计算大、小齿轮的并比较 ,,,F

YYF1S1,, =0.01092 ,,,F1

YY,,F2S2 =0.01434 ,,,F2

大齿轮的数值大

7)载荷系数K=1.59

9

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8)设计计算

2，1.59，875423 ?1.96 m,,0.0143421，23

6、标准模数的选择

由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯度强度算得的模数

1.96优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1=57.26mm。

1)小齿轮的齿数

Z1=d1/m=28.6,取z1=28

2)大齿轮的齿数

Z2=z1×3.35=93.8,取z2=94

7、几何尺寸计算

1)计算中心距

，，z，zm12 =122mm; a,2

2)计算大、小齿轮的分度圆直径

=×m=28×2=56mm ; =×m=94×2=188mm, dzdz1122

计算齿轮宽度

b,,，d =56mm d1

小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=60mm，B2=56mm

?--?轴低速传动啮合的两直齿轮(传动比2.57)

1、选精度等级、材料及齿数

(1)材料及热处理

选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢(调

质) ，

硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

(2)选取精度等级7级

(3)试选小齿轮齿数Z =30，大齿轮齿数Z =77 11

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2、按齿面接触强度设计:

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式(10-9)试算，即

KTu，ZZZ212,HE3 d,(),u,dH

3、确认公式中的各计算数值

(1) 由图10-30选取区域系数ZH= 2.5

(2) 由表10-7选取尺宽系数Фd =1

(3) 由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa

(4) 由式10-13计算应力循环次数

8L N=60nj=60171.91(230088)=3.9610 ，，，，，，，,h11

8 N=N/2.57=1.5410 ，12

(5)由图10-19查得接触疲劳寿命系数为1和1(不许出现点蚀)

(6)接触疲劳强度极限由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ,,,HlimHlim1Hlim2

(7) 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得

Z720,HNlim1 ,,,,=720Mpa ,H1S1H

Z580,HNlim2 ,,,,=580Mpa ,H2S1H

,,, =580Mpa H

4、计算载荷系数K

(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25

(2) 根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1

K,1.1 (3)由表8-5查得 ,

K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 , 载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H,

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Z(4)确定重合度系数 ,

11 ,,1.88,3.2(，),1.732zz12

4,, Z,=0.87 ,3

(6)所需小齿轮直径d1

KTu，ZZZ212HE,3 d,()1,u,dH

2，1.59，6809192.57，1190，2.5，0.8723,,() ==115mm 12.57580

d1 模数m==3.83 z

5、根据齿根弯度强度设计

17) 由式(10-

2KTYYFS1,, ,,3m2,,,,zFd1

确定计算参数

,,1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限=300Mpa;大齿轮=220Mpa F1F2

2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1

4)计算许用应力

取安全系数S=1.6，由式10-12得

YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF

YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF

5) 查取齿型系数和应力校正系数

YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2

YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2

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YYFS,,6)计算大、小齿轮的并比较

,,,F

YYF1S1,, =0.01092 ,,,F1

YYF,2S,2 =0.01434 ,,,F2

大齿轮的数值大

7)载荷系数K=1.59

8)设计计算

2，1.59，6809193 ?3.25 m,,0.0143421，30

7、标准模数的选择

由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯度强度算得的模数3.2优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1= 115mm。

3)小齿轮的齿数

Z1=d1/m=38.3,取z1=38

4)大齿轮的齿数

Z2=z1×2.57=97.7, 取z2=98

7、几何尺寸计算

1)计算中心距

，，z，zm12 =204mm a,2

2)计算大、小齿轮的分度圆直径

=×m=38×3=114mm ; =×m=98×3=294mm, dzdz1122

计算齿轮宽度

b,,，d =114mm d1

小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=120mm，B2=114mm

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六、轴的结构设计和强度校核

第一部分轴的设计

(一)结构设计

1、初选轴的最小直径

选取轴的材料为45#钢，热处理为调质。

A 取=110， =30~40Mpa ,,,0

P1dA3 1轴 23.02mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取=25mm ,,d110n1 P23 2轴 d,A,33.87mm，取=35mm d202n2

P33dd,A,45.6 3轴 mm，取=46mm 330n3

2、初选轴承

1轴高速轴选轴承为7207C

2轴中间轴选轴承为7208C

3轴低速轴选轴承为7211C

各轴承参数见下表

基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN 轴承代号

d D B da Da 动载荷Cr 静载荷Cor

7207C 35 72 17 42 65 23.5 17.5

7208C 40 80 18 47 73 36.8 30.8

7211C 55 100 21 64 91 42.8 36.8

3、确定轴上零件的位置和定位方式

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1轴:由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载。

2轴:低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮。低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。

3轴:采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。

(?)高速轴的结构设计

1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:

A)为了满足V带轮的轴向定位，此段设计应与带轮轮毂孔的设计同步进行

选为25mm。

选毡圈油封，查表8-27，选取毡圈30JB/ZQ4606—1997，则d2=30mm B )

C)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用7207C 型，该段直径定位35mm。

D)该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

E)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为50mm。

F)轴肩固定轴承，直径为35mm。

2)各段长度确定:

A)该段轴连接带轮与轴配合的毂孔长度为65mm，该段长度定为63mm;

B)该段取90mm;

C)该段安装轴承，考虑间隙取该段为40mm

D)该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段54mm;

E)该段轴肩选定10mm;

F)该段取17mm;

(?)中间轴的结构设计

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1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径:

a) I段轴用于安装轴承7208，故取直径为40mm。 b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径

定为44mm。

c) III段为轴肩，相比较比II段取直径为52mm。 d) IV段安装大齿轮直径为44mm。

e) V段安装轴承，与I段相同直径为40mm。

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度:

a) I段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208C宽度B=18，该段长度选为28mm。

b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80mm。 c) III段为定位轴肩，长度略小8mm。

d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。

(?)低速轴的结构设计

1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径

a) I段轴用于安装轴承7211C，故取直径为55mm。 b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经强度计算，直径定为60mm。

c) III段为定位轴肩，取72mm。

d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为60mm。 e) V段安装轴承，与I 段相同直径为55mm。

f) VI段直径52mm

g) VII段直径与弹性注销选择有关，取LX3，直径为46mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度

a) I段轴承安装轴承和挡油环，7211C宽度B=21，该段长度选为28mm。 b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为68mm。 c) III段为定位轴肩，长度略小8mm。

d)IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为62mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。

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f) VI长度为32mm。

g) VII长度与联轴器有关，取56mm。

第二部分强度校核 ?高速轴

对于角接触球轴承7207C从手册中可以查得a=15.7mm 校核该轴和轴承: 1L=82.8mm 2L=120.8mm 3L=30.8mm 轴的最小直径:d1=25mm

3 轴的抗弯截面系数:W1=1533mm

作用在齿轮上的力:

2T1=3126.5N F,t1d1

F,Ftan,=3126.5×tan20=1138N r1t1

按弯扭合成应力校核轴的强度:

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30.8F,F=635.2N H1t1151.6

F,F,F=3126.5-635.2=2491.3N H2t1H1

N,mFM=120.8=76.7 HH1

30.8F,F=231N v1r1151.6

F,F,F=1138-231=907N v2r1v1

MF=120.8=27.9 N,mvv1

22M,M，M总弯矩:=81.6 N,mmHv

T扭矩:=87.5 N,m1

,,, 45#钢的强度极限为=275Mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 p 18

xxxx工业大学机械设计基础课程设计说明书

22MT，，，,m1,, =84.2Mpa, ,,,ppW

所以该轴安全

?中间轴

对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得a=17mm

校核该轴和轴承:

1L=53mm 2L=70mm 3L=35mm 轴的最小直径:d1=35mm

33 轴的抗弯截面系数:W2=0.1d =4207mm作用在2，3齿轮上的圆周力:

2T2N,m=2967 ,F2td2

2T2F,=5025 N,mt1d1

径向力:

F,Ftan,=1080 N,mr2t2

F,Ftan,=1829 N,mr1t1

求垂直面的之反力:

,Fl，F,l，l，，23123rrF,=976N 1vl，l，l123

F,F,F,F=1835-1086-765=-227N 2vr11vr2

计算垂直弯矩:

M,Fl=51.7 N,mavm1v1

，，M,Fl，l,Fl=-8 N,mavn1v12r12

求水平面的支撑力:

Fl，F,l，l，，23123ttF,=3997N 1Hl，l，l123

F,F，F,F=3995N 2Ht1t21H

19

xxxx工业大学机械设计基础课程设计说明书计算、绘制水平弯矩图:

=211.8 M,FlN,maHm1H1

=-139.9 ，，M,,Fl，l，FlN,maHn1H12t12

求合成弯矩图，按最不利情况考虑:

22M,M，M=218 N,mamavmaHm

22M,M，M=140.1 N,manavnaHn

求威胁截面当量弯矩: