二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

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1、二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书一. 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 :题号12345参数运输带工2.52.32.11.91.8作拉力（ kN ）运输带工作速1.01.11.21.31.4度（ m/s ）卷筒直径250250250300300（mm）二. 设计要求1.减速器装配图一张 (A1) 。2.CAD 绘制

2、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：I231II5PwPdI

3、II4IV图一 :( 传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率aa1 2 3 3 2 4 5 0.96 0.983 0.952 0.97 0.96 0.759 ；1 为V 带的效率 , 1 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：PP/ 1900 1.3/1000 0.7593.25kW,执行机构的曲柄转速为 n 1000 60v=

4、，D82.76r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i2 4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i8 40 ，则总传动比合理范围为i 16160 ，电动机转速的可选范围为n in（ 16160 ）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 Y112M4 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 nm1440 r/min ，同步转速 1500r/min 。方电动额定案机型功率号Pedkw1Y1124中 心外型尺寸电动机转电 动参传动装置的传动比速机 重 考r量价min同

5、满 N格总传V带减速器步载元动比传动转转速速15144702316.12.37.02底脚安装地脚螺轴伸尺装键部位M-4004005高L （ AC/2+AD ） 尺寸 A栓 孔 直寸 DE尺寸 FHDB径 KGD132515 345 315216 1781236 10 41803. 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 1440/82.7617.40（2 ）分配传动装置传动比i a i 0 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

6、减速器传动比为 i i a / i 0 17.40/2.37.57根据各原则，查图得高速级传动比为i1 3.24 ，则 i 2 i / i1 2.334. 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速n nm / i0 1440/2.3626.09r/minn n / i 1 626.09/3.24193.24r/minn n /i2 193.24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min（2 ）各轴输入功率P p 3.25 0.96 3.12kW d1P p 2 3 3.12 0.98 0.95 2.90kWP P 2 3 2.97 0.98 0.95 2.70kW

7、P P 24=2.77 0.98 0.97 2.57kW则各轴的输出功率：P P 0.98=3.06 kWP P 0.98=2.84 kW P P 0.98=2.65kWP P 0.98=2.52 kW（3）各轴输入转矩T1 =Td i0 1Nm电动机轴的输出转矩Td =9550Pdnm=9550 3.25/1440=21.55 N所以 : T Td i0 1=21.55 2.3 0.96=47.58 NmTT1 1 2 =47.58 3.24 0.98 0.95=143.53 NmiT T i2 2 3 =143.53 2.33 0.98 0.95=311.35NmT =T 3 4 =311

8、.350.95 0.97=286.91 Nmm输出转矩： T T 0.98=46.63 NT T 0.98=140.66 N mT T 0.98=305.12N mT T 0.98=281.17 N m运动和动力参数结果如下表轴名功率 PKW转 矩T 转 速Nmr/min输入输出输入输出电动3.2521.551440机轴1 轴3.123.0647.58 46.63626.092 轴2.902.84143.5140.66 193.2433 轴2.702.65311.3305.12 82.9354 轴2.572.52286.9281.1782.9316. 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿

9、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，齿面渐开线斜齿轮故大小齿轮都选用硬（1）齿轮材料及热处理材料：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240HBSZ 2 =iZ 1 =3.24 24=77.76取 Z 2 =78. 齿轮精度按 GB/T10095 1998 ，选择 7 级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3d1t2K t T1u 1(ZHZE )2du H 确定各参数的值 :试选K t =1.6查课本 P215 图 10-30选取区域系数Z H =2.433由

10、课本 P214 图 10-2610 .7820.82则0.78 0.82 1.6由课本 P202 公式 10-13 计算应力值环数N 1 =60n 1 j Lh =60 626.09 1（2 8300 8 ）=1.4425 10 9 hN= =4.45 108h#(3.25 为齿数比 ,即 3.25=Z2)Z12查课本 P20310-19 图得： K1 =0.93K2 =0.96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 = K HN 1 H lim 1=0.93 550=511.5 MPaSKHN2H lim 2H2=0.96 450

11、=432MPaS许用接触应力H (H 1H 2 ) / 2(511.5432) / 2471.75 MPa查课本由P198 表 10-6 得： Z E =189.8MP a由 P201 表 10-7 得:d =1T=95.5 10 5 P1 / n1 =95.5 10 5 3.19/626.09=4.86 10 4 N.m3.设计 计算小齿轮的分度圆直径d 1t32K t T1u 1 ( Z H Z E ) 2d1tdu H 3104=21.64.864.24( 2.433 189.8) 249.53mm11.63.25471.75计算圆周速度d1t n13.14 49.53 626.0960

12、1000601.62m/ s1000计算齿宽 b 和模数 mnt计算齿宽 bb= dd1t =49.53mm计算摸数 m n初选螺旋角=14mnt =d1t cos49.53 cos14Z12.00mm24计算齿宽与高之比 b h齿高 h=2.25mnt=2.25mm2.00=4.50b h =49.53 4.5 =11.01计算纵向重合度=0.318d1 tan0.318124tan14 =1.903计算载荷系数K使用系数 K A =1根据 v1.62m / s ,7 级精度 ,查课本由 P192 表 10-8 得动载系数 K V =1.07,查课本由 P194 表 10-4得 K H 的计

13、算公式 :KH=2)d2+0.23 103 b1.12 0.18(1 0.6 d=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: K F =1.35查课本由 P193 表 10-3得: K H = K F =1.2故载荷系数 :KK K K HK H=11.07 1.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径31.82d 1 =d 1t3=51.73 mmK / K t =49.53 1.6计算模数mnmn =d1 cos51.73 cos14Z12.09mm244. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公

14、式32KT1Y cos2YF YSmn )2(F d Z 1 a确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 48.6kN m确定齿数 z因为是硬齿面，故取z24 ，zi z 3.24 24 77.76传动比误差i uz/ z 78/24 3.25i0.032 5 ，允许计算当量齿数z z/cos 24/ cos 3 14 26.27z z/cos 78/ cos 3 14 85.43初选齿宽系数按对称布置，由表查得1初选螺旋角初定螺旋角14载荷系数 KKK K K K=11.07 1.21.35 1.73查取齿形系数 Y 和应力校正系数查课本由P197 表 10-5得:Y齿形系数 Y2.592Y2.

15、211应力校正系数 Y1.596Y1.774重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-3.2 （11 ） cos 1.88 3.2 Z1Z2（ 1/24 1/78 ） cos14 1.655arctg （tg/cos ） arctg （tg20/cos14） 20.64690 14.07609因为 /cos ，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673螺旋角系数 Yo49.53sin 14轴向重合度1.825,Y1 0.78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N160nkt 60 271.47 1

16、8300 28 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FF 1500MPa大齿轮FF 2380MPa查课本由 P197 表 10-18得弯曲疲劳寿命系数 :K FN 1 =0.86K FN 2 =0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4F 1=K FN1 FF10.86 500S307.141.4F 2 = KFN2 FF2 0.93 380252.43S1.4YF 1FS 12.5921.596F 10.01347307.14YF2FS 22.2111.774F 20.0155

17、4252.43大齿轮的数值大 .选用 .设计计算计算模数340.78 cos2 14 0.01554 mm 1.26mmmn2 1.73 4.86 1012421.655对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 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d 1 =51.73 mm 来计算应有的齿数 .于是由 :z =51.73cos14=25.097取 z1=251mn那么 z 2 =3.24 25=81几何尺寸计算计算中心距a=(z1 z2 )mn=(2

18、5 81)2=109.25 mm2 cos2 cos14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos ( 12 )mnarccos(2581) 214.0122109.25因值改变不多 ,故参数, k , Z h 等不必修正 .计算大 .小齿轮的分度圆直径d 1 = z1 mn25 2=51.53 mmcoscos14.01d 2 = z2 mn81 2=166.97 mmcoscos14.01计算齿轮宽度B= d1 1 51.53mm 51.53mm圆整的B250B155（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：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

19、数 Z1 =30速级大齿轮选用 45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz 2 =2.33 30=69.9圆整取 z 2 =70.齿轮精度按 GB/T10095 1998 ，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选 Kt =1.6查课本由P215 图 10-30选取区域系数 Z H =2.45试选12o ,查课本由 P214 图 10-26查得1 =0.832 =0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N 1 =60 n 2 jL n =60 193.24 1(2 8 300 8)=4.45 10 8N2=N 14.451081.91108i2

20、.33由课本 P203 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.94K HN 2 = 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H lim 1600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1550MPa取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力H 1=K HN1H lim 1 = 0.94 600564 MPaS1H 2=KHN2H lim 2MPaS=0.98 550/1=517H ( H lim 1H lim 2 )540.5 MPa2查课本由 P198 表 10-6查材料的弹性影响系数Z E =189.8MP a

21、选取齿宽系数d1T=95.5 10 5 P2 / n2 =95.5 10 5 2.90/193.24=14.33 10 4N.m3u 1ZH ZE32 1.614.33 1043.332.45 189.82K t T1)22d1tu(11.71()d H 2.33540.5=65.71 mm2. 计算圆周速度60d1t n265.71 193.24 0.665 m/ s10006010003. 计算齿宽b= d d 1t =165.71=65.71 mm4. 计算齿宽与齿高之比 b h模数mnt=d1tcos65.71 cos12Z1302.142mm齿高h=2.25 m nt =2.25 2

22、.142=5.4621 mmb h =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 30 tan12 2.0286. 计算载荷系数 KKH=1.12+0.18(1+0.6d2 ) d2+0.233 b10=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23 10 3 65.71=1.4231使用系数 K A =1同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值K v =1.04K F =1.35K H =KF =1.2故载荷系数K K A K v K H K H =11.041.21.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径31.776d 1

23、=d 1t3K K t =65.71 72.91mm1.3d1 cos72.91 cos12计算模数 mn2.3772mmz1303. 按齿根弯曲强度设计32KT1Y cos2YF YSmd Z 21 F 确定公式内各计算数值（ 1）计算小齿轮传递的转矩 143.3kN m（ 2 ）确定齿数 z因为是硬齿面，故取z30 ，zi z2.33 30 69.9传动比误差i uz/ z 69.9/30 2.33i0.032 5，允许（3 ）初选齿宽系数按对称布置，由表查得1（4 ）初选螺旋角初定螺旋角12（5）载荷系数 KKK K K K=11.04 1.21.351.6848（6） 当量齿数zz/c

24、os 30/ cos 3 12 32.056z z/cos 70/ cos 3 12 74.797由课本 P197 表 10-5查得齿形系数 Y 和应力修正系数YYF 12.491, YF 22.232YS 11.636,YS 21.751（7）螺旋角系数 Y轴向重合度 2.03Y1 0.797（8 ）计算大小齿轮的YF FSF 查课本由 P204 图 10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1500MPaFE 2380MPa查课本由 P202 图 10-18得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.90K FN 2 =0.93S=1.4F1=K FN1FE 10.90 500321.43MPaS

25、1.4F 2=KFN2FF 20.93 380252.43MPaS1.4计算大小齿轮的YFa FSa ,并加以比较F YFa 1FSa12.4911.636F 10.01268321.43YFa 2 FSa22.2321.751F 20.01548252.43大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数30.797 cos2 12 0.01548 mm 1.5472mmmn2 1.6848 1.433 105130 21.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 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

26、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d 1 =72.91 mm 来计算应有的齿数.z =72.91cos12=27.77取 z1=301mnz 2 =2.33 30=69.9取 z 2 =70初算主要尺寸计算中心距a=( z1 z2 ) mn=(3070)2=102.234 mm2 cos2cos12将中心距圆整为103 mm修正螺旋角=arccos(12 )mn(3070) 22arccos13.862103因值改变不多 ,故参数, k , Zh 等不必修正分度圆直径d1 = z1 mn302=61.34 mmcoscos12d 2 = z2 mn70 2=143.

27、12 mmcoscos12计算齿轮宽度bd d1172.9172.91mm圆整后取B175mmB280mm2.31.6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V 带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332. 各轴转速 n(r/min)(r/mi(r/mnn)in)(r/min)626.09193.282.982.94333. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）P (kw)3.122.902.702.574. 各轴输入转矩 T(kN m)(kN (kNTm)m)(kN m)47.58143.5311.3286.93515. 带轮主要参数小轮直径大轮直径基准长度（mm）

28、（mm）中 心 距a（mm）带的根数 z（mm）90224471140057. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计.求输出轴上的功率P3 ，转速 n3 ，转矩 T3P3 =2.70KWn3 =82.93r/minT3 =311.35N m.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 =143.21mm而F t =2T32311.353 4348.16Nd 2143.21 10tanntan 20o1630.06NF r = F t cos4348.16cos13.86 oF a = F t tan=4348.16 0.246734=1072.84N圆周力 F t ，径向力 F

29、 r 及轴向力 F a 的方向如图示 :.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 Ao112d min Ao 3P335.763mmn3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d ,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141,选取 K a 1.5TcaK aT31.5311.35467.0275Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册22112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 d 40mm

30、.半联轴器的长度 L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L1 84mm.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩 ,故取- 的直径 d 47mm ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm 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-的长度应比 略短一些 ,现取 l 82mm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d 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.dDBd2

31、D 2轴承 代号45851958.73.7209A82C45851960.70.7209B5245102566.80.7309B00050801670.7010C59.2950801670.7010A59.29C50902077.7210C62.472. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB50mm80mm 16mm,故 d d 50mm ;而l 16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d ,取 h3.5mm,因此 d 57 mm,取安装齿轮处的轴段d 58mm ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 .已知齿轮 毂 的宽

32、度为 75mm, 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 l 72mm .齿轮的左端采用轴肩定位 ,轴肩高 3.5, 取轴环宽度,取b=8mm.d 65mm.b 1.4h轴承端盖的总宽度为20mm( 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) . 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm,故取 l 50mm .取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm ,两圆柱齿轮间的距离c=20 mm .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取 s=8 mm,已知滚动轴承宽度T=16 mm,高速齿轮轮毂长L=50

33、 mm,则l Tsa(7572)(168 16 3) mm 43mml L s c a l l (5082016248)mm62mm至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册 20-149 表 20.6-7.对于 7010C 型的角接触球轴承 ,a=16.7mm, 因此 ,做为简支梁的轴的支承跨距 .L2L3114.8mm60.8mm175.6mmFNH1L3Ft4348.1660.81506 NL2175.6L3FNH 2L2Ft4348.16114.82843NL2L3175.6Fr L3Fa DFNV

34、12809NL2L3FNV2FrFNV 21630 809821NM H172888.8NmmM V 1FNV1 L2809114.892873.2NmmM V 2FNV 2 L382160.849916 .8NmmM 1M H2M V211728892928732196255N mmM 2179951Nmm传动轴总体设计结构图 :(从动轴 )(中间轴 )(主动轴 )从动轴的载荷分析图 :6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据ca =M 12( T3)21962552(1 311.35)2W=0.110.8227465前已选轴材料为45 钢，调质处理。查表 15-1 得1 =60MPaca 1

35、 此轴合理安全7.精确校核轴的疲劳强度 .判断危险截面截面 A, ,B 只受扭矩作用。所以AB 无需校核 .从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重 ,从受载来看 ,截面 C 上的应力最大 .截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大 ,故不必做强度校核 .截面 C 上虽然应力最大 ,但是应力集中不大,而且这里的直径最大 ,故 C截面也不必做强度校核 ,截面和显然更加不必要做强度校核 .由第 3 章的附录可知 ,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而 ,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可 .截面左侧。抗弯系数W=0.1 d 3 =

36、0.1 50 3 =12500抗扭系数wT =0.2 d 3 =0.2503 =25000截面的右侧的弯矩60.816M为M M1144609 N mm60.8截面上的扭矩T3 为T3 =311.35 Nm截面上的弯曲应力M144609b11.57MPaW12500截面上的扭转应力T3311350T=WT=12.45MPa25000轴的材料为 45 钢。调质处理。由课本P355 表 15-1 查得：B640MPa1275MPaT 1155MPa因 r2.00.04D581.16d50d50经插入后得2.0T =1.31轴性系数为q0.82q =0.85K =1+q (1) =1.82K =1+q （ T -1）=1.26所以0.670.820.92综合系数为：K =2