二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书.

二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书[1].

目 录

一 课程设计书 2

二 设计要求 2

三 设计步骤 2

1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 设计V带和带轮 6 6. 齿轮的设计 8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8. 键联接设计 26 9. 箱体结构的设计 27 10.润滑密封设计 30 11.联轴器设计 30

四 设计小结 31 五 参考资料 32

一. 课程设计书 设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速

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器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表一:

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。 三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计

7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 1.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：

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传动装置的总效率 a

32

a 1 2

3 32

4 5＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759；

1为V带的效率, 2为第一对轴承的效率，

3为第二对轴承的效率， 4为第三对轴承的效率，

5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。 2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝P/η执行机构的曲柄转速为n＝

＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,

1000 60v

=82.76r/min，

D

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 额定电流8.8A，满载转速nm 1440 r/min，同步转速1500r/min。

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3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1） 总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40 （2） 分配传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则减速器传动比为i＝ia/i0

＝17.40/2.3＝7.57

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根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3.24，则i2＝i/i1＝2.33 4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速

n ＝nm/i0＝1440/2.3＝626.09r/min nⅡ＝n＝626.09/3.24＝193.24r/min Ⅰ/i　1 nⅢ＝ nⅡ/ i2＝193.24/2.33=82.93 r/min

nⅣ=nⅢ=82.93 r/min （2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd× 1＝3.25×0.96＝3.12kW

PⅠ×η2× 3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW Ⅱ＝p PⅢ＝PⅡ×η2× 3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW 则各轴的输出功率：

PⅠ×0.98=3.06 kW Ⅰ＝P

PⅡ＝PⅡ×0.98=2.84 kW

＝PⅢ×0.98=2.65kW PⅢ

＝PⅣ×0.98=2.52 kW PⅣ

（3） 各轴输入转矩 T1=Td×i0× 1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550

Pd

=9550×3.25/1440=21.55 N· nm

所以: TⅠ＝Td×i0× 1 =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m

TⅡ＝TⅠ×i1× 1× 2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m TⅢ＝TⅡ×i2× 2× 3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m

TⅣ=TⅢ× 3× 4=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m

输出转矩：TⅠ×0.98=46.63 N·m Ⅰ＝T

＝TⅡ×0.98=140.66 N·m TⅡ

＝TⅢ×0.98=305.12N·m TⅢ

＝TⅣ×0.98=281.17 N·m TⅣ

运动和动力参数结果如下表

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⑴ 确定计算功率

查课本P178表9-9得：KA 1.2

Pca kA

P 1.2 4 4.8,式中

机的额定功率. ⑵ 选择带型号

为工作情况系数， p为传递的额定功率,既电

根据Pca 4.8，kA 1.3,查课本P152表8-8和P153表8-9选用带型为A型带． ⑶ 选取带轮基准直径dd1,dd2

查课本P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd1 90mm，则大带轮基准直径dd2 i0 dd1 2.3 90 207mm,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本P153表8-7后取dd2 224mm。 ⑷ 验算带速v V

dd1nm

60 1000

90 1400

60 1000

7.17m/s 35m/s 在5～25m/s范围内，Ｖ

带充分发挥。

⑸ 确定中心距a和带的基准长度

由于

(dd2 dd1)2

4a0

,所以初步选取中心距a：

a0 1.5(dd1 dd2) 1.5(90 224) 471，初定中心距a0 471mm，所以带长,

L d=2a0

2

(dd1 dd2) 1444.76mm.查课本P142表8-2选取基准长

度Ld 1400mm得实际中心距

Ld L d

a a0 471 44.76/2 448.62mm

　2

取a 450mm

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⑹ 验算小带轮包角 1

1 180

dd2 dd1180

162.94 ，包角合适。 a

⑺ 确定v带根数z

因dd1 90mm，带速v 6.79m/s，传动比i0 2.3,

查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p0 10.7. p0 0.17. 查课本P142表8-2得KL=0.96.

查课本P154表8-8,并由内插值法得K =0.96 由P154公式8-22得

Z

pca4.8 4.20

(p0 p0) k kl(1.07 0.17) 0.96 0.96

故选Z=5根带。 ⑻ 计算预紧力F0

查课本P145表8-4可得q 0.1kg/m,故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

F0 500

Pca2.54.8 5002.5( 1) qv2 ( 1) 0.1 7.172 158.80N zvk 5 7.170.96

⑼ 计算作用在轴上的压轴力Fp 利用P155公式8-24可得:

Fp 2z F0sin

1

2

2 5 158.80 sin

162.94

1570.43N 2

6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

１．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1） 齿轮材料及热处理

① 材料：高速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24

高速级大齿轮选用45 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×

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Z1=3.24×24=77.76 取Z2=78. ② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3

d1t

2KtT1

d

u 1ZHZE2

() u[ H]

确定各参数的值: ①试选Kt=1.6

查课本P215图10-30 选取区域系数 ZH=2.433 由课本P214图10-26 1 0.78 2 0.82

则 0.78 0.82 1.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h

N2= =4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=

Z2

) Z1

③查课本P203 10-19图得：K 1=0.93 K 2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [ H]1=

[ H]2=

KHN2 Hlim2

=0.96×450=432 MPa SKHN1 Hlim1

=0.93×550=511.5 MPa S

许用接触应力

[ H] ([ H]1 [ H]2)/2 (511.5 432)/2 471.75MPa ⑤查课本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa 由P201表10-7得: d=1

5

T=95.5×105×P1/n1=95.5×10×3.19/626.09

=4.86×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

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3

d1t

3

2KtT1

d

u 1ZHZE2

() u[ H]

=

2 1.6 4.86 1044.242.433 189.82

() 49.53mm

1 1.63.25471.75

②计算圆周速度

d1tn13.14 49.53 626.09

1.62m/s

60 100060 1000　

③计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽b

b= d d1t=49.53mm 计算摸数mn 初选螺旋角 =14

mnt=

d1tcos 49.53 cos14 2.00mm Z124

④计算齿宽与高之比

齿高h=2.25 mnt=2.25×2.00=4.50mm

=49. =11.01 .5

⑤计算纵向重合度

=0.318 d 1tan 0.318 1 24 tan14 =1.903

⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1

根据v 1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.07,

查课本由P194表10-4得KH 的计算公式: KH =1.12 0.18(1 0.6 d) d+0.23×10 3×b =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 3×49.53=1.42 查课本由P195表10-13得: KF =1.35 查课本由P193表10-3 得: KH =KF =1.2 故载荷系数:

K＝K K KH KH =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

2

2

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d1=d1t

3

3

K/Kt

=49.53×

.82

=51.73mm 1.6

⑧计算模数mn

mn=

d1cos 51.73 cos14

2.09mm Z124

4. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

3

mn≥

2KT1Y cos2 YF YS

() 2

[ F] dZ1 a

⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76 传动比误差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允许 ② 计算当量齿数

z＝z/cosz＝z/cos

＝24/ cos14＝26.27 ＝78/ cos314＝85.43

＝1

3

＝48.6kN·m

③ 初选齿宽系数

按对称布置，由表查得④ 初选螺旋角 初定螺旋角

＝14

⑤ 载荷系数K

K＝K K K

K

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

和应力校正系数Y

⑥ 查取齿形系数Y

查课本由P197表10-5得: 齿形系数Y

＝2.592 Y

＝2.211

＝1.774

应力校正系数Y

＝1.596 Y

⑦ 重合度系数Y

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端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（

11

）]cos ＝[1.88－3.2×

Z1Z2

（1/24＋1/78）]×cos14 ＝

1.655 ＝arctg（tg

/cos）＝arctg（tg20/cos14 ）＝20.64690

＝14.07609

因为

＝

/cos

，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos

/

＝0.673

⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度

Y＝1－

＝0.78

49.53 sin14o＝＝1.825,

2.09

⑨ 计算大小齿轮的

YF FS [ F]

安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 FF1 500MPa 大齿轮 FF2 380MPa 查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [ F]1=[ F]2=

KFN1 FF10.86 500

307.14 S1.4KFN2 FF20.93 380

252.43 S1.4

YF 1FS 1[ F]1YF 2FS 2[ F]2

2.592 1.596

0.01347

307.142.211 1.774

0.01554

252.43

大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计计算 ① 计算模数

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3

mn

2 1.73 4.86 104 0.78 cos214 0.01554

mm 1.26mm

1 242 1.655

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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:

51.73 cos14 z1==25.097 取z1=25

mn那么z2=3.24×25=81 ② 几何尺寸计算

计算中心距 a=

(z1 z2)mn(25 81)2

==109.25mm 2 cos142cos

将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

( 1 2)mn(25 81) 2

14.01

2 2 109.25

=arccos

因 值改变不多,故参数 ,k ,Zh等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=d2=

z1mn25 2

=51.53mm

cos cos14.01

z2mn81 2

=166.97mm

cos cos14.01

计算齿轮宽度

B= d1 1 51.53mm 51.53mm 圆整的 B2 50

B1 55

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

⑴ 材料：低速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=30

速级大齿轮选用45 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=2.33×30=69.9 圆整取z2=70. ⑵ 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ⑶ 按齿面接触强度设计

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1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45 ③试选 12o,查课本由P214图10-26查得

1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71

应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×108

N14.45 108

1.91×108 N2=i2.33

由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94 KHN2= 0.97 查课本由P207图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa,

大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力 [ H]1=[ H]2=[ H]

KHN1 Hlim10.94 600

564MPa =

1SKHN2 Hlim2

=0.98×550/1=517MPa S

( Hlim1 Hlim2)

540.5MPa

2

查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 选取齿宽系数 d 1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24

=14.33×104N.m

3

d1t

2KtT1

d

u 1ZHZE22 1.6 14.33 1043.332.45 189.82 () ()u[ H]1 1.712.33540.5

=65.71mm 2. 计算圆周速度 3. 计算齿宽

b= dd1t=1×65.71=65.71mm

d1tn2 65.71 193.24

0.665m/s

60 1000　60 1000

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4. 计算齿宽与齿高之比b

模数 mnt=

d1tcos 65.71 cos12

2.142mm Z130

齿高 h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

=65.71/5.4621=12.03 5. 计算纵向重合度

0.318 dz1tan 0.318 30 tan12 2.028

6. 计算载荷系数K

KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23×10 3×b

=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 3×65.71=1.4231 使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.04 KF =1.35 KH =KF =1.2

故载荷系数

K＝KAKvKH KH =1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d1t

3

3

KKt

=65.71×

.776

72.91mm 1.3

计算模数mn

d1cos 72.91 cos12

2.3772mm z130

3. 按齿根弯曲强度设计

3

m≥

2KT1Y cos2

dZ21

YF YS

[ F]

㈠确定公式内各计算数值

（1） 计算小齿轮传递的转矩（2） 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30＝69.9 传动比误差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33 Δi＝0.032％5％，允许 （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得（4） 初选螺旋角

＝143.3kN·m

＝1

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初定螺旋角 ＝12 （5） 载荷系数K K＝K K K

K

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6） 当量齿数 z＝z/cos

z＝z/cos

＝30/ cos312＝32.056 ＝70/ cos312＝74.797

和应力修正系数Y

由课本P197表10-5查得齿形系数Y

YF 1 2.491,YF 2 2.232 YS 1 1.636,YS 2 1.751 （7） 螺旋角系数Y 轴向重合度

Y＝1－

＝0.797

＝

＝2.03

（8） 计算大小齿轮的

YF FS [ F]

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa FE2 380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.93 S=1.4 [ F]1=

KFN1 FE10.90 500

321.43MPa S1.4

[ F]2=

KFN2 FF20.93 380

252.43MPa S1.4

计算大小齿轮的

YFaFSa

,并加以比较 [ F]

YFa1FSa12..491 1.636

0.01268

[ F]1321.43

YFa2FSa22.232 1.751

0.01548

[ F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数

3

mn

2 1.6848 1.433 105 0.797 cos212 0.01548

mm 1.5472mm

1 302 1.71

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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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.

72.91 cos12 z1==27.77 取z1=30

mnz2=2.33×30=69.9 取z2=70 ② 初算主要尺寸 计算中心距 a=

(z1 z2)mn(30 70) 2

==102.234mm

2 cos122cos

将中心距圆整为103 mm 修正螺旋角

( 1 2)mn(30 70) 2 13.86

2 2 103

=arccos

因 值改变不多,故参数 ,k ,Zh等不必修正 分度圆直径 d1=

d2=

z1mn30 2

=61.34mm

cos cos12

z2mn70 2

=143.12 mm

cos cos12

计算齿轮宽度

b dd1 1 72.91 72.91mm 圆整后取 B1 75mm B2 80mm

二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书[1].

低速级大齿轮如上图：

V带齿轮各设计参数附表 1.各传动比

2. 各轴转速n

二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书[1].

3. 各轴输入功率 P

4. 各轴输入转矩 T

5. 带轮主要参数

1. 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 P3=2.70KW n3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵. 求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=143.21 mm 而 Ft=

2T32 311.35

4348.16N

d2143.21 10 3

tan ntan20o

Fr= Ft 4348.16 1630.06N

cos cos13.86o Fa= Fttan =4348.16×0.246734=1072.84N 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书[1].

⑶. 初步确定轴的最小直径

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本

P361表15 3取Ao 112

dmin AoP3

35.763mm n3

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠ Ⅱ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 查课本P343表14 1,选取Ka 1.5

Tca KaT3 1.5 311.35 467.0275N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22 112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

d1 40mm,故取dⅠ Ⅱ 40mm.半联轴器的长度L 112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1 84mm

⑷. 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要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ Ⅲ 47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D 50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取lⅠ Ⅱ 82mm ②

初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡ Ⅲ 47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

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