二级展开式减速器课程设计计算说明书

目 录

§一 减速器设计说明书................................................. 5 §二 传动方案的分析................................................... 5 §三 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 ........................... 6

一、电动机的选择.................................................. 6 二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 ...................... 7 三、运动参数和动力参数计算 ........................................ 7 §四 传动零件的设计计算............................................... 8

一、V带传动设计 .................................................. 8 二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 ....................................... 12 （一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 ................................ 12 （二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 ................................ 17 （三）斜齿轮设计参数表 ............................................ 21 §五 轴的设计计算 ................................................... 22

一、Ⅰ轴的结构设计............................................... 22 二、Ⅱ轴的结构设计............................................... 25 三、Ⅲ轴的结构设计............................................... 27 四、校核Ⅱ轴的强度............................................... 29 §六 轴承的选择和校核................................................ 33 §七 键联接的选择和校核.............................................. 35

一、Ⅱ轴大齿轮键的选择 ........................................... 35 二．Ⅱ轴大齿轮键的校核 ........................................... 35 §八 联轴器的选择 ................................................... 36 §九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 .............................. 36

一、传动零件的润滑............................................... 36 二、减速器密封 .................................................. 37 §十 减速器箱体设计及附件的选择和说明 ................................ 37

一、箱体主要设计尺寸 ............................................. 37 二、附属零件设计................................................. 40 §十一 设计小结 ..................................................... 44 §十二 参考资料 ..................................................... 44

1

§一 减速器设计说明书

一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。

二、已知条件：输送机由电动机驱动，经传动装置驱动输送带移动，整机使用寿命为6年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为?5%。工作机效率为0.96，要求有过载保护，按单位生产设计。

F v 5436121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带

三、设计内容： 设计传动方案；

a) 减速器部件装配图一张(0号图幅)； b) 绘制轴和齿轮零件图各一张； c) 编写设计计算说明书一份。

§二 传动方案的分析

§三 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算

一、电动机的选择

1.确定电动机类型

按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量

（1）工作机卷筒上所需功率Pw

Pw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw

2

(2)电动机所需的输出功率

为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、η5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由[2]表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为 ?=?总1????234235

= 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414

Pd?Pw?总?5.04?5.59kw

0.84143.选择电动机转速

由[2]表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=2～4 圆柱齿轮传动 i齿=3～5 则传动装置总传动比的合理范围为

i总=i带×i齿1×i齿2

‘

i总=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100） 电动机转速的可选范围为

60?1000?1.260?1000?1.2nd=i‘总×nw=（18～100）=（18～100）r/min

??D3.14?410=1006.68~5592.67r/min

60?1000v60?1000?1.2nw??r/min?54.60r/min

??D??420

根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500rmin、1000rmin。 选用同步转速为:1500 r/min 选定电动机型号为:Y112M-4

二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

1.传动装置总传动比

i总=

nm1440?25.75 =

nw55.93式中nm----电动机满载转速: 1440 r/min; nw----工作机的转速:55.93 r/min。 2.分配传动装置各级传动比

i总=i带×i齿1×i齿2 分配原则： （1）i带＜i齿

（2）i带=2～4 i齿=3～5 i齿1=（1.3～1.5）i齿2

根据[2]表2-3，V形带的传动比取i带 =2.6 ，则减速器的总传动比为 i =9.90

3

双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 = 3.59 低速级的传动比

i齿2 = i/i齿1 =2.76

三、运动参数和动力参数计算

1.各轴转速计算

n0?nm?1440 r/min

nⅠ= nm / i带 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min

nⅡ= nⅠ / i齿1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min

nⅢ= nⅡ / i齿2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min 2.各轴输入功率 P0= Pd=5.99 KW

PⅠ= Pdη4 = 5.99 ?0.95 KW=5.69KW

PⅡ= PⅠη2η3 =5.69 ?0.98 ?0.99 KW=5.52 KW PⅢ= PⅡη2η3 =5.52?0.98 ?0.99 KW=5.36 KW 3.各轴输入转矩

T0 = 9550Pd/n0 =39.73N?m TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =98.11 N?m TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =341.69 N?m TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 915.71N?m

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 0轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 功率?kw? 5.99 5.69 5.52 5.36 转速n?rmin? 1440 553.85 154.28 55.90 转矩T?N?m? 39.73 98.11 3.59 341.69 915.71 2.76 传动比 2.6 §四 传动零件的设计计算

一、V带传动设计

1.设计计算表

4

项目 计算（或选择）依据 计算过程 取KA?1.2 单位 计算（或确定）结果 (1)确定计算功率Pca Pca=KAP查[1]表8-7 d kw pca?7.91 pca?1.2?5.99?7.91 (2)选择带的型号 (3)选择小带轮直径pca?7.91 查[1]图8-11 选用A型带 n0?1440r/min dd1?ddmin 查[1] 表8-6及8-8 mm dd1?90 dd1 (4)确定大带轮直径dd2?2.6?90?234 dd2=i带dd1 查[1] 表8-8 dd2=236 mm dd2=236 dd2 (5)验算传动比误差?i (6)验算带速v ?i?di?d2dd1i2.6? ?i? 23690?100%?0.85% 2.6?i＝0.85% v??dd1n160?1000 v???90?144060?1000?6.78 m ?=6.78 s(7)初定中心距a0 a0?(0.7~2)?(dd1?dd2)L0?2a0a0=(0.7~2)(90+236)=228.2~652 mm a0=360 (8)初算带长L0 ??2(dd1?dd2)2 L0=2?360+3.14/22???(9)确定带的基准长度Ld (dd2?dd1) 4a0(90+236)+(236-90)360)=1246.3 /(4mm L0=1246 因为L0=1246，选用A型带 查[1]表8-2 取Ld=1250 mm Ld=1250 (10)计算实际中心距离a（取整）详细DWG图 纸 请 加：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六

5

(7) 齿轮接触疲劳强度极限?Hlim 由[1]图10-21c 由[1]图10-21ｄ ?Hlim1?550 ?Hlim2?540 N1?60n1?j?Lh?60?Hlim1? 550 MPa ?Hlim2?540 N1?9.57?108（8）应力循环次数N ?553.85?1?(2?8?300?由[1]式10-13 6)?9.57?108 N2?2.77?108 N2?N1/U?2.77?108 （9）接触疲劳强度寿命系数KHN 由[1]图10-19 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 ??H?1?KHN1??Hlim1S（10）计算接触疲劳强度许用应力[σH] 取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式10-12得 ? 1.05?550?577.51??H?MPa =(577.5+604.8)=591.15 ??H?2?KHN2??Hlim2?S 1.12?540?604.81 d1t?32ktT1u?1ZHZE2?()?d??u[?H] （11）试算小齿轮分度圆直径d1t 按[1]式（10－21）试算 2?1.6?9.811?1043.59?1mm ?1?1.643.593 2.43?189.82?()591.15?53.03v?d1t=53.03 ?d1tn1（12）计算圆周速度v v??d1tn160?1000 60?1000 3.14?53.03?553.85?1.5460?1000?m/s v?1.54 （13）计算齿宽B b??dd1t?1?53.03?53.03 B1=60 B2=55 mm B1=60 B2=55 11

（14）模数mnt?mnt h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815 53.03?cos14?? b/h =53.03/4.815=11.01 d1tcos??Z1度 24mnt =2.14 h = 4.815 b/h =11.01 2.14（15）计算纵向重合度?? εβ= 0.318φdz1tanβ ???0.318?1?24?tan14??1.903 ???1.903 由[1]表10-2查得使用系数KA?1 根据v=1.54 m/s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数KV?1.08 由[1]表１０－４查得 -3KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10b =1.420 由[1]图１０－１３查得KFβ=1.33 假定（16）计算载荷系数K K=2.15 KAFt?100N/mm，由[1]表１０－３查得d1KH??KF??1.4 故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15 （17）按实际的载荷系数校正分度圆直径 （18）计算模数mn 由[1]式10-10ａ d1?d1t?3K/Kt?53.03?3 2.15/1.6?58.5258.52?cos14??2.37 24mm d1?58.52 mn?d1cos?z1 mn?mm mn?2.37 6．按齿根弯曲强度设计 （1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数Y? （3）计算当量齿数ZV K=1×1.08×1.4 ×1.33=2.01 βK=KAKVKFαKFβ 根据纵向重合度ε10-28 K=2.01 = 1.903 ，从[1]图Y??0.88 Y??0.88 zv?z 3cos?zv1?z124 ??26.30 cos3?cos314?zv1=26.30 12

zv2? （4）齿形系数YFa （5）应力校正系数YSa （6）齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE （7）弯曲疲劳强度寿命系数KFN1 由[1]表１０－５ z283??90.9433cos?cos14?zv2=90.94 YFa1=2.591 YFa2=2.198 YSa1=1.597 YSa2=1.781 YFa1=2.591 YFa2=2.198 YSa1=1.597 YSa2=1.781 由[1]表１０－５ 由[1]图10-20b 由[1]图10-20c ?FE1?400 MPa?FE1?400 ?FE2?350 KFN1?0.90 ?FE2?350 KFN1?0.90 由[1]图10-18 利用插值法可得 KFN2?0.95 [?F]1?KFN1?FE10.90?400?S1.3MPaKFN2?0.95 （8）计算弯曲疲劳许用应力[σF] 取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式10-12得 276.92[?F]2?255.77KFN2?FE20.95?350 ?S1.3[?F]1?276.92[?F]2?255.77 YFa1YSa1??F?1?2.591?1.5970.015276.922.198?1.7810.0153255.77YFaYSa[?F]0.0153 （9）计算大小齿轮的YFa2YSa2YFaYSa 并加[?F]以比较 ??F?2? ＝ 结论：大齿轮的YFaYSa系数较[?F]大，以大齿轮的计算 （10）齿根弯曲强度设计计算 由[1]式10-17 21?cos?YF?YS?=1.743 m?32KTY?n2mm mn?1.743 ?dZ1??[?F]结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算 13

的法面模数，取mn＝2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.52 mm来计算应有的齿数。于是由 z1?d1cos?58.52?cos14??28.39,取z1?29，则Z2 = Z1×imn2齿1 =29×3.59=104.11取Z2 =104 3．几何尺寸计算 （1）计算中心距a (z?z2)mn a?12cos?a?(29?104)2=137.1 2cos14?(29?104)2?13.88因?值2?137mm a=137 将中心距圆整为137 ??arccos（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β （3）计算齿轮的分度圆直径d （4）计算齿轮的齿根圆直径df （5）计算齿轮宽度B ??arccos(z1?z2)mn2a改变不多，故参数??、K?、度 ??13.88 ZH等不必修正。 zmn d?cos?29?2?59.74 cos13.88?104?2d2??214.26 cos13.88?d1?d1?59.74 mm d2?214.26 mm df1?d1?2.5mn?59.74?由df?d?2.5mn 2.5?2?54.74df1?54.74df2?209.26 df2?d2?2.5mn?214.26?2.5?2?209.26b = φdd1 b=1.0×59.74 =59.74 圆整后取： B1 =65 B2 =60 mm B1 =65 B2 =60 2T12?9.811?104Ft??N?3284.6N d159.74（6）验算 KAFt1?3284.6?N/mm?54.98N/mm?100N/mm b59.74所以合适 （二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表

项目 1．选齿轮精度等

计算（或选择）依据 查[1]表10-8 计算过程 选用7级精度 14

单位 级 计算（或确定）结果 7 级 小齿轮选用45号钢（调质处理），硬度为250HBS 大齿轮选用45号钢（调质处理）硬度为220HBS 小齿轮 250HBS 大齿轮 220HBS 2．材料选择 查[1]表10-1 Z3?(20~40) 3．选择齿数Z Z3?25 Z3?25 个 Z4?iZ3 U?Z4 Z3Z4?2.76?25?69,取70 U?70?2.8 25Z4?70 U=2.8 4．选取螺旋角β ?＝8~20 取?＝14 度 ?＝14 5．按齿面接触强度设计 （1）试选Kt Kt＝1.2~1.8 取Kt＝1.6 Kt＝1.6 （2）区域系数ZH 由[1]图10-30 ZH＝2.43 ZH＝2.43 由[1]图10-26查得（3）?? ?a3?0.78 εa4=0.88 ??=0.78+0.88=1.66 T??3.42?105 ???1.66 (4)计算小齿轮传递的转矩TⅡ (5)齿宽系数Фd (6)材料的弹性影响系数ZE (7) 齿轮接触疲劳强度极限?Hlim 查表1 由[1]表10-7 由[1]表10-6 Nmm MPa1/2 T??3.42?105 ?d?0.7~1.15 ZE?189.8 ?d?1.0 ZE?189.8 由[1]图10-21c 由[1]图10-21ｄ ?Hlim1?550 ?Hlim2?540 N3?60n3?j?Lh? ?Hlim1?550 ?Hlim2?540 N3?2.67?108MPa （8）应力循环次数N 2.67?10由[1]式10-13 8 N4?（9）接触疲劳强度寿命系数KHN 由[1]图10-19 N3?9.54?107 i齿2 N4?9.54?107 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 K?（10）计算接触取失效概率为１％，[σH]3= HN3Hlim3? 疲劳强度许用应安全系数为S=1，由S力[σH] [1]式１０－１２得 594

15

KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 MPa [?H]=604.8

??H?4?KHN4?Hlim4 S?615.6[?H]?[?H]3?[?H]42 594?615.6??604.82d3t＝80.53 （11）试算小齿轮分度圆直径按[1]式（10－21）试算 d3t?32ktT2u?1ZHZE2?()?80.53 ?d??u[?H]mm d3t （12）计算圆周速度v （13）计算齿宽B （14）模数mnt （15）计算纵向重合度?? v??d3tn260?1000 v?3.14?80.53?154.28 60?1000?0.65m/s v=0.65 B3=85 B4=80 b??d?d3?80.53 mnt?3.13εβB3=85 B4=80 h = 2.25mnt =2.25?3.13 ＝7.04 b/h =80.53/7.04=11.44 mm d3tcos?? Z3mnt＝3.13 度 h ＝7.04 b/h =11.44 = 0.318φdz3tanβ ??＝0.318?1.0?25an14 =1.98 ??=1.98 由[1]表10-2查得使用系数KA?1 根据v=0.65s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数KV?1.1 由[1]表１０－４查得 -3KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10b =1.43 由[1]图１０－１３查得KFβ=1.35 假定（16）计算载荷系数K K=2.20 KAFt?100N/mm，由[1]表１０－３查得d1KH??KF??1.4 故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1?1.1?1.4?1.43=2.20 16

（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3 （18）计算模数d3?d3t3由[1]式10-10ａ 3K?80.53?Kt mm 2.20?89.551.6d3?89.55 mn （1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数Y? mn?d3cos?z3 mn?d3cos?z3=3.48 mm mn=3.48 6．按齿根弯曲强度设计 K=KAKVKFαKFβ K=1.0?1.1?1.4?1.35 =2.079 β K=2.079 根据纵向重合度ε=1.981]图10-28 Y??0.88 Y??0.88 zv3?（3）计算当量齿数ZV zzv? cos3?z3?27.37 3cos?z4?76.63 cos3? zv3=27.37 zv4?76.63 YFa3=2.563 YFa4=2.227 YSa3=1.604 YSa4=1.763 zv4?（4）齿形系数YFa （5）应力校正系数YSa （6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由[1]表１０－５ 由[1]表１０－５ YFa3=2.563 YFa4=2.227 YSa3=1.604 YSa4=1.763 ?FE （7）弯曲疲劳强度寿命系数由[1]图１０－２０b 由[1]图１０－２０ｃ ?FE3?400 MPa ?FE3?400 ?FE4?350 KFN3?0.92 ?FE4?350 KFN3?0.92 由[1]图１０－１８ KFN KFN4?0.96 KFN4?0.96 ???F?3?KFN3?FE3S（8）计算弯曲疲劳许用应力[σF] 取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式１０－１２得 0.92?400?3681 MPa [?F]3? 368 ??F?4?KFN4?FE4S0.96?350?3361? [?F]4? 336 17

YFa3YSa32.563?1.604??0.0112[?F]3368（9）计算大小齿 YFa4YSa42.227?1.763??0.0117结[?F]4336YY轮的FaSa并 [?F]加以比较 YFaYSa= [?F]0.0117 论：大齿轮的YFaYSa系数较[?F]大，以大齿轮的计算 （10）齿根弯曲强度设计计算 由[1]式１０－１７ mn?32KT2Y?cos2?YF?YS? ??2.372?dZ3??[?F] mn=2.37 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn＝2.5已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=89.55应有的齿数。于是由 Z3?d3cos?89.55?cos14???34.76 mn2.5取z3?35 ，则Z4 = Z3×i齿2 =35*2。8=98 取Z4 =98 3．几何尺寸计算 （1）计算中心距a (z?z4)mn a?32cos?a?(35?98)2.5?171.34 2cos14?mm a =171 将中心距圆整为171 ??arccos（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β (35?98)2.5因2?171度 ??arccos (z3?z4)mn2a?13.54?故参数??、?值改变不多，??13.54 K?、ZH等不必修正。 （3）计算齿轮的分度圆直径d zmnd? cos?d3?35*2.5?90.00 cos14?98*2.5d4??252.00 cos14?d3?90.00 mm d4?252.00 df3?d3?2.5mn?90.00?（4）计算齿轮的齿根圆直径df df?d?2mn 2.5*2.5?83.75mm df3?83.75 df4=245.75 df4?d4?2.5mn?252.00?2.5*2.5?245.75 18

（5）计算齿轮宽度B b = φdd3= 1.0*90.00=90.00 圆整后取： B3 =95 B4 =90 mm B3 =95 B4 =90 2T22*3.42*105Ft???7600N d390.00（6）验算 KAFt1*7600?N/mm?80.44N/mm?100N/mm b90.00故合适 （三）斜齿轮设计参数表

传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽 螺旋角 高速级 斜齿圆柱齿轮 Z1?29 mn?2 a?137mm B1?65mm B2?60mm ??13.88? Z2?104 Z3?35 低速级 斜齿圆柱齿轮 B3?95 a?171mm mn?2.5 ??13.54? B4?90 Z4?98 §五 轴的设计计算

一、Ⅰ轴的结构设计

1．选择轴的材料及热处理方法

查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径?100mm，热处理方法为正火。 2．确定轴的最小直径

查[1]P370的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

d?39.55?1060.2???3PP5.69?A031?(126~103)3?27.39~22.39mm nn1553.85 19

再查表15-3，A0?126~103

考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大5%~7%

d?(29.03~23.73)mm

[1]

3．确定各轴段直径并填于下表内

名称 依据 单位 确定结果 d?(29.03~23.73)mm 且由前面的带轮的设 计可得，带轮的孔径为30，d1 mm d1＝30 d?(29.03~23.73)mm d1＝30 d2?d1?2(0.07~0.1)d1?30?2*(0.07~0.1)*30 d2 ?32.4~34查 [2]表7-12 d2?35 因为d3处装轴承，所以只要d3＞d2mm d2?35 d3 即可，选取7类轴承，查 [2]表6-6，选取7208AC，故 d3＝40 mm d3＝40 d4 d4?d3?2(0.07~0.1)d3?45.6~48mm mm d4?46 d5 由于是齿轮轴所以等于高速级小齿轮的分度圆直径：mm d5?59.74mm d5?59.74mm d6 d6?d3?40 mm d6?40 4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

查 [2]P20（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度v” v= 1.54＜2ms，故选用脂润滑。

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