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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械设计与制造实践设计计算说明书设计题目： 二级展开式齿轮减速箱2015年 1月 16 日设计计算及说明主要结果1 引言（1）运输带工作拉力：；（2）运输带工作速度：；（3）滚筒直径：；（4）工作寿命：8年双班制工作；（5）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。2 传动装置设计2.1 传动方案展开式二级圆柱齿轮减速器，如图1所示。图1 减速器传动方案 展开式二级圆柱齿轮减速器传动路线如下：电动机联轴器减速器联轴器带式运输机采用二级圆柱齿轮设计，其效率高，工作耐久，且维修简便。高，低速级均采用直齿齿轮，传动较平稳，动载荷也较小，
2、可以胜任工作要求。但其齿轮相对于支承位置不对称，当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此在设计时应将轴设计的具有较大的刚度。同时由于减速传动，使输出端扭矩较大，在选择轴和轴承的时候要特别注意。2.2 选择电机2.2.1 类型Y系列三相异步电动机。2.2.2 型号 （1）电动机容量 1、工作机所需功率 ， 2、电动机的输出功率查参考文献5表2-4得：弹性连轴器传动效率，闭式圆柱齿轮选用8级精度的齿轮传动效率滚动轴承传动效率传动装置总效率=0.895 3、电动机的额定功率由参考文献1表12-5选取Y132S-6型号电动机额定功率 (2)电动机的转速 1、工作机主轴转速 2、各级传动比可选范
3、围 查参考文献5表2-1得两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围为9-36 3、电动级转速的确定 电动机可选转速范围从参考文献1 表12-1查得：同步转速为1000r/min满载转速为960r/min电动机额定功率。制表如下：电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）同步满载Y132S-631000960 4、电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸 由参考文献1表12-1得到电动机型号为Y132S-6，主要技术数据如下：型号额定功率（kW）满载转速（r/min）Y132S-639602.0电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表。中心高H外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸1
4、12122.3 传动传动比分配2.3.1 总传动比2.3.2 分配各级传动比取22.4 传动装置的运动和动力参数 2.4.1 各轴转速n（r/min） 电动机轴为0号轴，高速到低速各轴依次为1、2、3号轴2.4.2 各轴输入功率P（kW）2.4.3 各轴扭矩T（Nm） 最终数据如下：项目电动机轴123转速（r/min）9601440302.8489.18功率（kw）3.02.942.822.68转矩（N.m）28.8429.25103.98294.18传动比13.712.97效率0.98010.96030.96033 传动零件设计3.1 高速级3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1
5、）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；（3）材料选择选取：小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；（4）选小齿轮的齿数为大齿轮的齿数为取3.1.2 按齿面接触强度设计： （1）确定公式内的各计算数值：1）初选 4）计算小齿轮传递的转矩 5）由参考文献2 表10-6查取材料弹性影响系数：6）根据参考文献2 表10-7 取7）由参考文献2 图10-21 （d）按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限： 大齿轮的接触疲劳强度极限： 8）计算应力循环次数：9
6、）由参考文献2 图10-19由循环次数查得，接触疲劳寿命系数： ，10）接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 S1，得：11)许用接触应力的计算 取两者中的小值：=582MPa（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度3）计算齿宽及模数5）计算载荷系数由参考文献2表10-2得使用系数，由图10-8得动载系数由表10-4 ，图10-13 直齿轮故载荷系数为6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径7）计算模数3.1.3 按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）由文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳强
7、度许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 4）计算载荷系数5）查取齿形系数由文献2表10-56）查取应力校正系数由文献2表10-57）计算大、小齿轮的并比较大齿轮数值大（2）计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此，取已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径来计算齿数。取圆整取3.1.4 相关几何尺寸的计算（1）中心距（2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度取3.2 低速级3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精
8、度；（3）材料选择选取：小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；（4）选小齿轮的齿数为大齿轮的齿数为 取3.2.2 按齿面接触强度设计： （1） 确定公式内的各计算数值： 1）初选 2）计算小齿轮传递的转矩 3）由参考文献2 表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查取材料弹性影响系数：5）由参考文献2 图10-21 （d）按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限： 大齿轮的接触疲劳强度极限： 6）计算应力循环次数： 7）由参考文献2 图10-19由循环次数查得，接触疲劳寿命系数： ，8）接触疲劳许用应力取失效
9、概率为1%，安全系数 S1，得：10)许用接触应力的计算 取两者中的较小值：1)试算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度3）计算齿宽及模数 4）5）计算载荷系数由参考文献2表10-8得动载系数由表10-4 ，查图10-13由表10-2得使用系数直齿轮故载荷系数为6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径7）计算模数3.2.3 按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）由文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 4）计算载荷系数 5）查取齿形系数由文献2表10-56）查取应力校正系数
10、由文献2表10-57）计算大、小齿轮的并比较大齿轮数值大，选大的值（2）计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此，取已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径来计算齿数。取3.2.4 相关几何尺寸的计算（1）中心距圆整为（2）计算大、小齿轮的分度圆直径（36） 计算齿轮宽度圆整后齿轮参数如下：高速级 大202210112854小542759低速级大23137715578小7826834 轴的设计4.1 低速轴的设计4.1.1 低速轴的运动参数功率转速转矩4.1.2 初步确定轴的最小直径输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选
11、取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩由文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，取转矩 应小于联轴器公称转矩，选用LT7型弹性套柱销联轴器，其 ，半联轴器孔径 ，故取 ，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.1.3 轴的结构设计（1）拟定方案如下图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取密封圈直径d=50mm。半联轴器与轴配合的彀孔长度为105mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故
12、取1段的长度应比配合长度略短一些，取。2）初步选择滚动轴承因轴承承受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据,由轴承产品目录初步选取0尺寸系列，标准精度等级的深沟球轴承6011，则，故；而。各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。 则轴的各段直径和长度。 (3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按和由文献1查得平键，配合为H7/r6。按和由文献1查得平键，配合为H7/r6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为1mm4.2 高速轴的设计4.2.1 高速轴的运动参数功率转速转矩4.2.2 作用在齿轮上的力 高速级大齿轮的分度圆直径为4.
13、2.3 初步确定轴的最小直径输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。由于设计为齿轮轴，选取轴的材料为40Cr调质处理。为使所选轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩由文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，取转矩 应小于联轴器公称转矩，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其 ，半联轴器孔径 ，故取 ，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.2.4 轴的结构设计（1） 拟定方案如下图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 初选深沟球轴承6008， 其. (3)小齿轮的分度圆直径为54mm,其齿根圆直径(5
14、4-2.5 2=39mm)到键槽底部的距离e2mt 4mm,故I轴上的齿 轮必需和轴做成一体，为齿轮轴，故为齿顶 圆直径，各轴径段长度由箱体内部结 构和联轴器轴孔长度确定。 则轴的各段直径和长度： （4）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按和由文献1查得 ,长为63mm ，配合 ；（5）确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为1mm4.3 中间轴的设计4.3.1 中间轴轴2上的运动参数功率转速转矩4.3.2 初步确定轴的最小直径采用齿轮轴故选取轴材料40Cr，调质处理4.3.3 轴的结构设计（1）方案如下图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承
15、受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，初选深沟球轴承6006 ，其 （3） 轴上零件的周向定位小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。， 配合选用平键， ；大齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。，配合选用平键， ；（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为1mm4.4 中间轴的弯矩和扭矩4.4.1 求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图(如下图)。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于深沟球轴承6009轴承，由手册中查取a=20 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1）确定力点与支反力与求轴上作用力2）作用在齿轮上的力 高速级大齿轮的分度圆直径为 低速级小齿轮
16、的分度圆直径为 做出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面。现将计算出危险截面处的力矩值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T4.5 校核中间轴的强度4.5.1 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上表中的数值，并取,轴的计算应力选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献2表15-1查得。因此,故安全。 5 滚动轴承的选择5.1 低速轴上的轴承5.1.1 轴承的选择 轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并根据,选取深沟球轴承6011，则 。5.1.2、校核 轴上齿轮受力轴转速 ，运转中有轻微冲
17、击，要求寿命 ，查深沟球轴承样本可知6011深沟球轴承的基本额定载荷 基本额定静载荷（1） 轴承受到最大的径向载荷和周向载荷 和 （2）求当量动载荷 由文献2表13-5查得，Y=0 因轴承在运转过程中有为轻微冲击，由文献2表13-6， ，取。则 （3）验算轴承寿命按照轴承受力大小验算故所选轴承满足工作要求，安全。5.2 高速轴上的轴承5.2.1 轴承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承。参照工作要求，初选深沟球轴承6008其尺寸为 。5.1.2、校核 轴上齿轮受力轴转速 ，运转中有轻微冲击，要求寿命 ，查深沟球轴承样本可知6008深沟球轴承的基本额定载荷 基本额定静载荷（2） 轴承受
18、到最大的径向载荷和周向载荷 和 （2）求当量动载荷 由文献2表13-5查得，Y=0 因轴承在运转过程中有为轻微冲击，由文献2表13-6， ，取。则 （3）验算轴承寿命按照轴承受力大小验算故所选轴承满足工作要求，安全。5.3 中间轴上的轴承5.3.1 轴承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承。参照工作要求，初选深沟球轴承6009 其尺寸为 。5.1.2、校核 轴上齿轮受力轴转速 ，运转中有轻微冲击，要求寿命 ，查深沟球轴承样本可知6008深沟球轴承的基本额定载荷 基本额定静载荷（3） 轴承受到最大的径向载荷和周向载荷 和 （2）求当量动载荷 由文献2表13-5查得，Y=0 因轴承在运转
19、过程中有为轻微冲击，由文献2表13-6， ，取。则 （3）验算轴承寿命按照轴承受力大小验算故所选轴承满足工作要求，安全。6 键连接的选择6.1 低速轴上的键6.1.1 键的选择由轴的设计可知，低速轴上左端的键尺寸为右端的键的尺寸为 6.1.2 连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献2表6-2查得许用挤压应力 ，取 左端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度 由文献2式（6-1）可得故键足够安全键的标记为：GB/T 1096-2003键 右端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度 由文献2一式（6-1）可得故键足够安全键的标记为：GB/T 1096-2003 键 6.2 高速轴上的键6.2.1
20、 键的选择由轴的设计可知， 高速轴上的键的尺寸为6.2.2 连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献2表6-2查得许用挤压应力 ，取 工作长度键与轮毂键槽的接触高度 由文献2一式（6-1）可得故键足够安全键的标记为：GB/T 1096-2003 键 6.3 中间轴上的键6.3.1 键的选择由轴的设计可知，左端的键尺寸为右端的键的尺寸为 6.3.2 连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献2表6-2查得许用挤压应力 ，取 左端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度 由文献2式（6-1）可得故键足够安全键的标记为：GB/T 1096-2003键 右端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度 由文
21、献2一式（6-1）可得故键足够安全键的标记为：GB/T 1096-2003 键 7 减速器箱体与附件的设计减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M14地脚螺钉数目a250,n=44轴承旁联接螺栓直径M14箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5） M8、M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查参考文献1表4-2221824，,至凸缘边缘距离查参考文献1表4-2201622外机壁至轴承座端面距离=+（812）42大齿轮顶圆与
22、内机壁距离10齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚轴承端盖外径+（55.5）112、119、145轴承旁联结螺栓距离112、119、145通气简易式通气器选用M201.5 油尺选用M12 8 润滑与密封8.1 传动件的润滑对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，齿轮圆周速度小于等于12m/s,所以采用浸油润滑，将传动件的一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，有吃中的油被甩到箱壁上，可以散热。 8.2 滚动轴承的润滑 滚动轴承采用脂润滑，需加挡油环。8.3 密封性为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精装，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。参考文献1 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册S.第三版,北京：高 等教育出版社，2006. 2 濮良贵，纪名刚.机械设计M.第八版，北京：高等教育出 版社，2006.3 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计课程设计指导书M.南京： 南京理工大学，2010.2 4 李兴华.机械设计课程设计M.北京：清华大学出版社， 2006.F=2200NV=1.1m/sD=240mm同步转速1000r/min满载转速960r/minY132S-6 S1 专心-专注-专业