双级圆柱齿轮展开式减速器课程设计报告书.docx

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双级圆柱齿轮展开式减速器课程设计报告书

学校

机械设计课程设计说明书

专业：

机械制造及自动化

课程：

机械设计基础

题目：

双级圆柱齿轮展开式减速器

姓名：

赵大露

学号：

090114408

班级：

机制094

导师：

徐起贺

现在机械设计教研室编制

课程设计书

*■

传动方案的拟定及说明

二

电动机的选择

三

计算传动装置的总传动比并分配传动比

四

计算传动装置的运动和动力参数

五

链的设计

六

高速级传动齿轮设计

七

低速级传动齿轮设计

八

高速轴的结构设计

九

中间轴的设计

十

十一

低速轴的设计

低速轴的校核计算

十二

轴承寿命的校核

十三

键联接的选择与强度校核

十四

减速器附件的选择

十五

润滑方法和密封形式

十六

减速器相体设计

十七

设计小结

十八参考文献

一.选择电动机

1.选择电动机

按已知工作要求和条件选用丫型系列笼型三相

（1）电动

异步电动机全封闭自扇冷式结构，电压为380V

机类型

工作机输出功率：

（2选择

2200*1.3FWo=FV/1000=KW=2.86KW

1000

Pwo=2.86KW

电动机容量

从电动机到工作机输送带间总效率：

42

n=n1n2n3n4n5

n1=0.99

n1联轴器传动效率n2轴承的传动效率

n3齿轮传动效率n4鼓轮传动效率

n2=0.98

n5链的传动效率

n3=0.97

查《机械设计课程设计》表2-3取n1=0.99n

n4=0.96

2=0.98

n5=0.96

n3=0.97n4=0.96n5=0.96

贝Un=0.99x0.984x0.972x0.96x

0.96=0.792故电动机输出功率

n=3.61KW

（3）确定电动机转速

Fd=Fwo=2.86=3.61KW

0.792

Pd=3.61KW

按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器i=8〜40,链传动比i=2〜5,而鼓轮

转速

nw=64r/min

601000V6010001.3z.….

nw=「/min=64「/mi

d3.14390

n

Y112M-4型电

所以电动机转速可选范围为（2〜5）x（8〜40）

动机

x64r/min=（1024〜12800）r/min

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格，为使装置紧凑，决定用同步转速为

1500r/min的电动机，其型号为Y112M-4,额定

功率为4KV，满载转速为1440r/min

经查表电动机外伸轴径为32mm外伸长度为

80mm

nm=1440r/min

.计算传动装置总传动比并分配

（1）计算总传动比i

i=nm/nw=1440/65=22.5

i=22.5

（2）分配传动比

取链传动比i'=2则i=i1i2=11.25取

i1=1.4i2则i1=7i^iJ1.411.25=3.97

>>

i=2

i1=3.97

i2=2.83

三.计算传动装置的运动和动力参数

⑴计算各轴

高速轴ni=1440r/min

n1=1440r/min

转速

中

间

轴n2=1440/

n2=362.7r/mi

ii=1440/3.97r/min=362.7r/min

n

低速轴n3=n2/i2=362.7/2.83=128r/min

na=128r/min

鼓轮轴n

1

轮=_n3=64r/min

n轮=64r/min

（2）各轴的输

2

入功率

Pi=Fdn1=3.61X0.99=3.57KW

P1=3.57KW

F2=Fdn2

n3=3.57KWX0.98X0.97=3.4KW

P2=3.4KW

F3=P2n2

n3=3.4KWX0.98X0.97=3.23KW

P3=3.23KW

（3）各轴的输

P轮=P3n

2n5=3.23KWX0.98X0.96=3.04KW

P轮=3.04KW

入转矩

%=9550巴9550

3.61Nm2394Nm

To=23.94Nm

n

1440

3.57K1

T1=23.68Nm

Ti=9550

Nm

23.68Nm

1440

3.4K1

T2=89.52Nm

T2=9550

Nm

89.52Nm

362.7

3.23“

T3=240.9Nm

Ta=9550

Nm

240.9Nm

128

T轮=9550

3.04..Nm

453.63Nm

64

将计算结果汇总于表【1】中，以备查用:

轴名

功率

P/KW

转矩T

（Nm）

转速

n（r/min）

传动比

效率n

电动轴

3.61

23.94

1440

1

0.99

高速轴1

3.57

23.68

1440

3.97

0.95

中间轴2

3.40

89.52

362.7

2.83

0.95

低速轴3

3.23

240.99

128

2

0.94

鼓轮轴

3.04

453.63

64

链的设计

1.链轮齿数

根据以上所定的

X27=54,

i=2，查表9-6，取Z1=27,Z2=iz1=2

乙=27

Z2=54

2.链轮转速

n1=128r/minn1=64r/min

n1=128r/minn1=64r/min

3.设计功率

由表9-7查得K=1.0;由表9-8查得Kz=0.684,由式（9-4）得Pd=KxKZP=1.0X0.684X

Pd=2.08KW

3.04=2.08KW

4•选用链条

由Pd=2.08KW和ni=128r/min，由图9-10选得链

选12A滚子

号为12A,且坐标点落在功率曲线顶点左侧，丄

作能力强

链

5.验算链速

查表9-1得12A链条节距p=19.05mm由式（9-1）得

p=19.05mm

znp

v=m/s2712819.05m/s1.1m/s

601000

v=1.1m/s

中速传动

6.初算中心距ao

初定中心距a°=（30〜50）p，取a°=40p

7.确定链节

由（9-5）式，初算

数Lp

c2

_2a0Z1Z2Z1Z2p

p22a。

2

=24°P27545427p120.96节

p2240p

Lp=120节

对Lpo圆整成偶数，取Lp=120节

8.理论中心

距a

由表9-9查©LpZ1120273.44，用线性

z2z15427

插值法求得K=0.248528，由式（9-7）可得a=[2Lp-（z1+Z2）]Kap=[2X120-（27+54）]X0.248528X19.05=752.78>500,满足设计要求

a=752.78

9.实际中心

a'=a-a,a常取为（0.2%〜0.4%）a,取a=0.3

距a

%a则a'=（752.78-0.3%X752.78）mm=750.52mm

1a=750.52mm

10.作用在轴

由式（9-9）得Fq1000X（1.2〜1.3）P/v=1000X

Fq=（2269〜

上的力Fq

（1.2〜1.3）X2.08/1.1=（2269〜2458）N

2458）N

11.润滑方式

查表9-13，p=19.05mm链速v=1.1m/s，选用人

人工定期润

工定期润滑

滑

链条标记

12A-1X120GB/T1243-2006

6.高速级齿轮设计

1.选择齿轮材料及精度

由于此对齿轮传动功率不大，故大、小齿轮

小齿轮：

45钢调质

等级

均用软齿面。

小齿轮：

45钢调质，硬度为217〜

（1）选齿轮

255HBW平均取230HBW;大齿轮：

45钢正火，

大齿轮:

45钢正火

材料

硬度为169〜217HBW平均取190HBW

（2）选精度

因为是普通减速器，故由表10-4查得选择8

初选8级精度

等级

级精度，Ra<3.2〜6.3im

2.按齿面接

因为是软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强

触疲劳强度

度设计。

由式（10-16）得，小齿轮分度圆直径：

设计

*3®1（3"7ZE）2

\d[H]

（1）转矩

"2.368104N・m

T1=2.368

104

Ti

查表10-5取K=1.2

N•m

（2）初选载

K=1.2

荷系数K

乙=24

（3）齿数

取小齿轮齿数乙=24，则大齿轮Z2=i1

乙=95

Zi、Z2

Z1=3.9724=95

（4）齿宽系

轴承相对于齿轮非对称布置，且为软齿面，由

Wd=0.6

数Wd

表10-8，取Wd=0.6

（5）齿数比

1=3.96

减速传动，i=i=95/24=3.96

（6）许用接

7Hlim1=570MPa

触应力［（7

由图10-1查得7Hlim1=570MPa

7Hlim1=390MPa

h]

7Hlim1=390MPa

Sh=1.0

由表10-3得Sh=1.0

应力接触循环次数：

丄亠9

Ni=6.22

10

N160njLh6014401（16300

X15=6.22109

N2N16.221091.57109

N21.57109

i13.97

Znt10.88

由图10-3差得接触疲劳寿命系数：

Znt10.88

ZnT20.9

（7）弹性系数

Ze

设计di

3.计算齿轮几何尺寸

（1）初选螺

旋角

（2）确定模

数m

ZNT2°.9

许用接触应力：

[（Thi]Hlim1Znt15700.885°1.6MPa

Sh1.°

[（Th2]=

Hlim2ZNT2

Sh

由表10-6查得Ze

d1

[tH1]=501.6MPa

390_0.9351MPa

1.0

1898、MPa

31.2*236803.961（3.17*189.8）2

3.96（351

0.6

=55.85mm

初选=15o

m=*cos_=56.06_cos15

Z124

2.25mm

mnZ1Z2

2.52495

（3）确疋中

a=

2cos

2cos15

心距

圆整为a=155mm

查表取m=2.5mm

154mm

（4）确定螺

旋角

arcco―

2a

出品斧於国1633

2155

[tH2]=351MPa

Ze189.8MPa

m=2.5mm

a=155mm

1633

（5）计算分度圆d1、d2

⑹计算齿

宽b1、b2

⑺计算齿顶圆直径da、齿根圆直径df

d1mnz!

/cos2.524/cos16.3362.5mm

d2mnz2/cos2.595/cos16.33247.5mm

b=Wdd1=0.6x62.5=37.5mm圆整后取

b2=40mmb1=b2+5mm=45mm

小齿轮:

da1=d+2hanxmn=62.5+2x2.5=67.5mm

df1=d1-2hf=62.5-2x1.25x

2.5=56.25mm

大齿轮：

da2=d2+2hanXmn=247.5+5=252.5mm

d1=62.5mm

d2=247.5mm

b1=45mm

b2=40mmda1=67.5mmdf1=56.25mmda2=252.5mmdf2=241.25mm

df2=d2-2hf=247.5-2X1.25X

（8）计算齿

轮圆周速度

4.校核弯曲疲劳强度

（1）计算当

量齿数

⑵齿形系数和应力修正系数

⑶许用弯曲应力[T

F]

⑷校核弯曲疲劳强度

2.5=241.25mm

d1n1

60103

62.51440

6104

4.71m/s

由表10-4可知，选用8级精度较为合适

Zv1乙/cos324/cos316.33=29.91,

ZV2Z2/cos395/cos316.33115.56

由表10-7插值得，YFa1=2.532,YFa2=2.168

丫Sa1=1.621,Ysa2=1.802

由图10-2查得，cFiim1=220MPa,

（TFlim2160MPa

查表10-3得，S=1.3

由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Yn1=0.87,

Yn2=0.89

许用弯曲应力为:

22020.87

1.3

MPa

Flim1

丫ST丫NT

Flim2

丫ST丫NT

F1

Sf

294.46MPa

F2

Sf

16020.89

1.3

MPa

241.23MPa

1.6KT1cos、

F12YFa1Ysa1

bZ〔mn

1.61.223940CO46.33

2

452.524

23.82MPaF1

1.6212.532

F2

F1

v=4.71m/s

Zv1=29.91

Zv2=115.56

作免=2.532

丫$丸=1.621

鼻2=2.168

4=1.802

tFiim1=220MPa

TFlim2160MPa

Sf=1.3

Yn1=0.87

Yn2=0.89

F1294.46MPa

F2241.33MPa

丫^2丫3玄2

丫尸1丫$81

2.82

2.168_1.802

2.5321.621

25.53MPa

F2

经校核满足齿根弯曲疲劳强度要求

5.齿轮的结构设计

当齿顶圆直径da=150〜500mm寸，为减轻质量而米用腹板式结构，腹板上加孔为便于吊运咼速级的大齿轮分度圆直径在此范围内，故咼速级齿轮的大齿轮结构用腹板式结构。

7.低速级齿轮设计

1.选择齿轮

①由于此对齿轮传动功率不大，故大、小齿

小齿轮：

45钢调质

材料、精度

轮均用软齿面。

小齿轮：

45钢调质，硬度为

大齿轮：

45钢正火

等级及齿数

217〜255HBW平均取230HBW;大齿轮：

45钢正

和螺旋角

火，硬度为169〜217HBW平均取190HBW

选择8级精度

②因为是普通减速器，故由表10-4查得选择

乙=24

8级精度，Ra<3.2〜6.3im

③选小齿轮齿数乙=24，则大齿轮Z2=i1

乙=2.8324=68

乙=68

④初选螺旋角=15

初选=15。

2.按齿面接

因为是软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳

触疲劳强度

强度设计。

由式（10-16）得，设计小齿轮分度

设计

圆直径：

」」KT11Q.17Ze、2d13（）

（1）.确定公

\d[H]

式中各参数

值

由上面计算知「=89520N・mm

「=89520N・mm

①小齿轮

转矩Ti

查表10-5取K=1.2

K=1.2

②初选载荷

系数K

轴承相对于齿轮非对称布置，且为软齿面

③齿宽系

由表10-8，取Wd=0.8

Wd=0.8

数Wd

因为是减速传动，所以i=i=2.83

1=2.83

④齿数比

由表10-6查得Z189.8（MPa

Z189.8j‘MPa

⑤弹性系数

E

E

Ze

由图10-1查得7Hlim1=570MPa

7Him1=570MPa

⑥许用接触

7Hlim1=390MPa

7Hlim1=390MPa

应力[（7H]

由表10-3得Sh=1.0

应力接触循环次数：

Sh=1.0

N160njLh60362.71（16300

X15=1.57109

Ni=1.57109

N2

Ni1.57109

i12.83

5.54108

由图10-3差得接触疲劳寿命系数：

Znti0.90

Znt10.90

许用接触应力:

（T

Hl]=

Hlim1ZNT1

Sh

570°.90513MPa

1.0

（T

h2]=

Hlim2ZNT2

SH

390°92358.8MPa

2=5.54108

Znt10.90

Znt10.90

[（TH1]=513MPa

[（TH1]=358.8MPa

1.0

⑵计算小齿轮分度圆直径

d1

31.289520

0.8

2.831（3.17189.8、2

2.83（

358.8）

=79.95mm

⑶计算齿轮几何尺寸①确定模数

mn

②确定中心

距a

③确定螺旋角

④计算分度

圆di、d2

5计算齿宽

4、b2

6计算大、小齿轮的

da、df

m=

d1cos79.95

cos15mm

3.22mm

24

查表，取m=4mm

mnZ1Z2

a=

2cos

圆整为a=190mm

arcco0z2z）

d1=mnZ1

cos

2a

42468190.5mm

2cos15

arccof（24初14.44

2190

424

cos14.44

99.1mm

d=mnZ2468

coscos14.44

280.9mm

b=Wdd1=0.8x99.1mm=79.28mm经圆整取b2=80mm则b=80+5=85mm

小齿轮：

da1=d1+2hanXmn=99.1+2x4=107.1mm

df1=d1-2hf=99.1-2x1.25x4=89.1mm

大齿轮：

da2=d2+2hanXmn=280.9+2x4=288.9mmdf2=d2-2hf=280.9-2x1.25x

mn=4mm

a=190mm

B=14.44

d1=99.1mm

d2=280.9mm

b1=85mm

b2=80mmda1=107.1mmdf1=89.1mmda2=288.9mmdf2=270.9mm

4=270.9mm

v=1.88m/s

⑦计算齿轮圆周速度v

d1n1

60103

99.1362.541.88m/s

6104

由表10-4可知，选用9级精度即可满足要求

选9级精度等级

4.校核弯曲疲劳强度⑴计算当量齿数

⑵齿形系数和应力修正系数

⑶许用弯曲应力[（T

F]

⑷校核弯曲疲劳强度

33

Zv1乙/cos24/cos14.44=24.8

乙2Z2/cos68/cos14.4470.2

由表10-7插值得，YFa1=2.626,YFa2=2.24

丫Sa1=1.588,Ysa2=1.75

由图10-2查得，cFiim1=220MPa,

（TFlim2160MPa

查表10-3得，S=1.3

由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Yn1=0.89，

Yn2=0.91

许用弯曲应力为:

Flim1YsTYNT1

F1

Sf

2202°・89MPa301.2MPa

1.3

Flim2丫ST丫NT2

F2

Sf

1602°91MPa308MPa

1.3

1.6K「cos

F1

b乙mj

YFa1Ysa1

1.61.289520cos14.44

2

854224

1.5882.626

21.27MPa

F1

丫Fa2丫Sa2

F2F1丫丫

F1TSa1

21.27

2.241.75

2.6261.588

17.37MPa

F2

Zv1=24.8

Zv2=70.2

YFa1=2.626

Ysa1=1.588

YFa2=2.24

Ysa2

=1.75

tFiim1=220MPaTFlim2160MPa

Sf=1.3

Yn1=0.89

Yn2=0.91

F1301.2MPa

F2308MPa

当齿顶圆直径da=150〜500mm寸，为减轻质量而采用腹板式结构，腹板上加孔为便于吊运。

综上设计计算知，低速级的大齿轮分度圆直径在此范围内，低速级齿轮的大齿轮结构用腹板⑸齿轮结式结构。

构设计

八、高速轴的设计

1.选择轴的材料,确定许用应力

选择轴的材料为45钢。

由表14-1查得[c—ib]=59MPa

[（T-1b]=

59MPa

2•初步

安装联轴器处轴的直径为最小直径。

根据表14-2，

算轴的

A=107〜118,按公式（14-2）得

最小直径，选取联轴器

d1=A3'-错误！

未指定书签。

=（107〜118）3竺错

\n\1440

误!

未指定书签。

mm=14.4〜15.97mm

考虑到轴上有键槽削弱，轴径须加大3%〜5%,取为

14.91〜16.77mm但该轴外伸通过联轴器与电动机轴联结，因电动机轴径为32mm外伸距离为80mm同时选取联轴器：

按扭矩T=23680N.mm查手册得选用LX3弹性柱销联轴器，半联轴器孔径为d=32mm半联轴器长度为60mm故取d1=32mm

3.轴的结构设计

轴上的大部分零件，包括齿轮、套筒、左端盖和轴承端

（1）拟

盖及联轴器依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右

定轴上

端装配

零件的

轴的各段直径和长度：

装配方

①装联轴器段：

由确定的di=32mm查手册LX3型弹性柱

d1=32mm

案

销联轴器与轴配合部分长度的