二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、一、设计题目：1二、传动装置总体设计1三、选择电机11. 计算电机所需功率1确定电机转速：2四、确定传动装置的总传动比和分配传动比：3五、计算传动装置的运动和动力参数：31. 各轴转速：32. 各轴输入功率4各轴输入转矩：4六、齿轮的设计：52) 高速级大小齿轮的设计：5按齿面接触疲劳强度设计：5按齿根弯曲强度设计：7低速级大小齿轮的设计：10按齿面接触疲劳强度设计：10按齿根弯曲强度设计：12七、减速器机体结构尺寸如下：14八、轴的设计：161) 高速轴设计：16初步确定轴的最小直径：16选择联轴器：16各轴段直径的确定：17中间轴的设计与校核：18初步确定轴的最小直径：18选择轴承：18各

2、轴段直径的确定：18校核该轴和轴承：20键的设计与校核：23低速轴的设计：23初步确定轴的最小直径：23选择联轴器:23各轴段直径的确定：24九、润滑方式的确定：24十、参考资料：26设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器1. 要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作成。2. 工作条件：（1）连续单向运转；（2）载荷较平稳；（3）两班制；（4）结构紧凑；（5）工作寿命5年。3. 设计容：（1）减速器装配图一（0号图）；（2）零件图2-3;（3）设计说明书1份。4.已知条件：运输带卷筒转速73r/min,减速箱输出轴功率P2.75KW传动装置总体设计：1. 组成：传动装置由电机、减速器

3、、工作机组成特点：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。2. 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（图2-1）:三、选择电机1. 计算电机所需功率Pd:查指导书9.1:1一联轴器的传动效率：0.992每对轴承传动效率：0.983一圆柱齿轮的传动效率：0.985一卷筒的传动效率：0.96说明:-电机至工作机之间的传动装置的总效率:12?:?；?4=0.833PwPw2.75KWPd3.30KW2. 确定电机转速：查指导书14.1:取V带传动比i=2:4二级圆柱齿轮减速器传动比i=8:40所以电动机转速的可选围是：rw爪i总

4、738:40584:2920/min符合这一围的转速有：750、1000、1500、3000根据电动机所需功率和转速查指导书14.1电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重虽、和带传动、减速器的传动比，选用电动机型号为Y132M1-6,其主要参数如下：电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min重虽总传动比启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-654KW100096073Kg50.532.02.0型号HABCDEFGDGKbY132M1-61322161788938801083312280b1b2hAABBHALi2101353156023818515四、确定传动装置的总

5、传动比和分配传动比：一.nm960总传动比：I13.15nw73分配传动比：III考虑到润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i1.4i，故I14T1413.154.3I上些3.06I4.3注：I为高速级传动比，I为低速级传动比。五、计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为I轴、口轴、皿轴01,12,23,34依次为电机与轴I,轴1与轴2,轴2与轴3,轴3与轴4之间的传动效率。1.各轴转速:I轴：nnm960r/min轴:n也I960223.3r/min4.3印轴:nmnI96073r/min3.06卷筒轴：nwnm73r.min2. 各轴输入功率：轴.ppd?13.03

6、kW0.993.27kW轴.pup?2?33.27kW0.980.983.14kW印轴pmp?2?33.140.980.983.02kW卷筒轴.pwpm?2?13.02kW0.980.992.93kW3. 各轴输入转矩：电动机轴的输出转矩Td为：nm960rminTd9.55106也9.551063.30kW3.28104NgmmI轴：TTd?13.28104Ngmm0.993.25104Ngmm轴:TT?2?3?i3.25104Ngmm0.980.984.31.34105Ngmm印轴:TT?23?i1.34105Ngmm0.980.983.063.94105Ngmm卷筒车由：Tw巩？2?13

7、.95105Ngmm0.980.993.83105Ngmm运动和动力参数结果如下表:轴名功率P/KW转矩T/Nm电动机轴3.33.2810I轴3.273.25104轴3.141.3410in轴3.023.9410转速r/min传动比效率96010.999604.30.96223.33.060.9673卷筒轴2.9353.8310510.9773六、齿轮的设计:1.高速级大小齿轮的设计:(1) .定齿轮传动类型、精度等级、材料及齿数传动类型：所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；精度等级：工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88);材料选择：高速级小齿轮选用40Cr(调质)，齿面

8、硕度为280HBS(2) 高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为240HBS二者硬度差为40HBS齿数选择：选小齿轮齿数Z124,大齿轮齿数Z24.324103.2,取Z2103.(3) 选取螺旋角：初选螺旋角为14。1) 按齿面接触疲劳强度设计:根据公式：d1t统?J癸试算(1)确定公式的各值： 试选kt1.6; 由教材图10-30选取区域系数Zh2.433; 由教材图10-26查得10.78,20.91，贝U121.78； 计算小齿轮传递的转矩：T1T3.25104Ngmm由教材表10-7选取齿宽系数d1；1由教材表10-6查得材料的弹性影响系数zE188.9MPa2;由教材图10-21d

9、按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限liml600MPa,达齿轮的接触疲劳极限lim2550MPa；计算应力循环次数:_9Ni60njLh609601(283655)1.6810N393.912108i4.3由教材图10-19取接触疲劳寿命系数Khni0.91,Khn20.96；计算接触疲劳许用应力:取失效率为1%安全系数Khn1lim10.91600MPa546MPasK一HN2lim20.96550MPa528MPaH2_二537MPa计算:试算小齿轮分度圆直径由计算公式得:d1t321.63.251045.32.433189.82?mm37.62mm11.784.3537v601000计

10、算齿宽b及模数mnt 计算圆周速度:d1tn13.1437.91960:m.s1.9m,s601000bdd1t137.62mm37.62mmmntdtcos37.62cos1f24mm3.42mmh2.25mnt2.251.52mm3.42mmb37.6211h3.42计算重合度0.318丞tan0.318124tan14o1.903计算载荷系数k：已知使用系数kA1,根据v=1.9m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载荷系数kV1.1,由表10-4查得kH1.41，由图10-13查得kF1.35，由表10-3查得kHkF1.2,故载荷系数：kkA?kV?kH?kF11.11.21.41

11、1.86 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1d1t3/三37.623"mm39.56mm1K.1.6 计算模数mn:d1cos39.56cos14o/八2) mnmm1.6mmz124按齿根弯曲强度设计：由式：mnJgYBjM计算dZ1F(1)确定计算参数： 计算载荷系数：kkA?kV?kF?kF11.11.351.21.78; 根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88； 计算当虽齿数：乙1二cos24击关，27,Z2Z/2一3cos103cos314o112.75； 查取齿形系数；由教材表10-5查得Yf22.596,Yf22.182； 查取应力

12、校正系数：由教材表10-5查得Ysa11.596,Ysa21.793； 计算弯曲疲劳许用应力：由教材图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa,弯曲疲劳强度极限FE2380MPa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN10.85,kFN20.88；大齿轮的取弯曲疲劳安全系数s=1.4,故kFN1FE10.85500MPaF1s1.4kFN2FE20.88380MPaF2_1.4303.57MPa；238.86MPa计算大小齿轮的并加以比较。鱼1览12.5921.596303.570.01363YFa2YSa22.1821.793238.860.01638大齿轮的数值较大。mn

13、0.01638mm1.15mm(2) 设计计算：对比计算结果，由齿面疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn1.5mm,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径di39.56mm来计算应有的齿数，于是有d1cos39.56cos14oZ125.59mn1.5取zi26,则Z2uz14.326111.8,取z2112。(3) 几何尺寸的计算： 计算中心距：z1z2mn26112amm106.69mm2cos2cos14将中心距圆整为107mm 按圆整后的中心距修正螺旋角：z1z2mn261121.5oarccosarccos1441422a2107

14、 计算大小齿轮的分度圆直径：d1zmL26o1.5mm40.3mmcoscos144142d12zmncos1121.5ommcos144142173.68mm 计算齿轮宽度:bd?d1140.3mm40.3mm圆整后取B240mm,B145mm; 结构设计：以大齿轮为标准，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而乂小于500mm故选用腹板式结构为宜。2.低速级大小齿轮的设计：1) .定齿轮传动类型、精度等级、材料及齿数(1) 传动类型：所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；(2) 精度等级：工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88);(3) 材料选择：低速级小齿轮选用40Cr(调质)

15、，齿面硕度为280HBS高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为240HBS二者硬度差为40HBS(4) 齿数选择：选小齿轮齿数Z324,大齿轮齿数Z43.062473.44,取Z273.(5) 选取螺旋角：初选螺旋角为14。2) 按齿面接触疲劳强度设计：根据公式：d3t捋?？典2试算(3)确定公式的各值：?试选kt1.6;?由教材图10-30选取区域系数Zh2.433;?由教材图10-26查得30.78,40.91，贝U341.78；?计算小齿轮传递的转矩：一一一_5T3T1.34105Ngmm?由教材表10-7选取齿宽系数d1；1?由教材表10-6查得材料的弹性影响系数Ze188.9MPa?

16、由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Iim3600MPa，达齿轮的接触疲劳极限Iim4550MPa;?计算应力循环次数：-_-_9N360njLh60223.31(283655)3.912109N4N13.1921091.274108i4.3由教材图10-19取接触疲劳寿命系数KhN30.91,Khn40.96；计算接触疲劳许用应力:取失效率为1%安全系数KHN3lim30.93600MPa558MPasKHN4lim40.96550MPa528MPa4543MPa计算:试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得:d3t-52.21.61.34104.062.433189.8

17、3：?mm11.613.0654363.46mm计算圆周速度:d3tn33.1463.46223.3.八一v3二ms0.74ms601000601000计算齿宽b及模数mntdd3t163.46mm63.46mmmntd3tcos63.46cos14omm2.57mmZ3242.25mnt2.252.57mm5.78mmbh63.465.7810.98?计算重合度?计算载荷系数k：已知使用系数kA1,根据v=0.74m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载荷系数kv1.05,由表10-4查得kH1.42，由图10-13查得kF1.35,由表10-3查得kHkF1.2,故载荷系数：kkA?kv

18、?kH?kF11.051.21.421.79?按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径:d3d&3kE5o1.79CLcrkt63.4631.6mm65.87mm?计算模数md3cos65.87cos14八“3) mnmm2.66mmZ324按齿根弯曲强度设计：由式：mnJ2kT3YBcos-?Y计算dZ3F(4) 确定计算参数： 计算载荷系数：kkA?kV?kF?kF11.051.351.21.7; 根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88; 计算当虽齿数：Z3Zv3一3cos24E26,27；Zv4Z43cos73cos314°75.23；?查取齿

19、形系数；由教材表10-5查得Yf22.592,Yf22.228；?查取应力校正系数：由教材表10-5查得羸11.596,Ysa21.746；?计算弯曲疲劳许用应力：由教材图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4380MPa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN10.85,kFN20.88；取弯曲疲劳安全系数s=1.4,故kFN1FE30.85500FFN1FE3MPa303.57MPa:s1.4kFN2fe40.88380MPa238.86MPa4s1.4?计算大小齿轮的女0义，并加以比较。F福邕12.5921.5960.01363F330

20、3.57YFa2Ysa22.182七7460.01638F4238.86大齿轮的数值较大。mn0.01629mm1.86mm(5) 设计计算：(6) 几何尺寸的计算： 计算中心距：Z3Z4mn32981.5aomm133.98mm2cos2cos14将中心距圆整为134mm 按圆整后的中心距修正螺旋角：Z3Z4mn32982.0oarccosarccos142472a2134 计算大小齿轮的分度圆直径：d332o2.0mm65.97mmcoscos14241d4必982.°mm202.03mmcoscos14o241 计算齿轮宽度：bd?d1165.97mm65.97mm圆整后取B2

21、70mm,B175mm; 结构设计：以大齿轮为标准，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而乂小于500mm故选用腹板式结构为宜。七、减速器机体结构尺寸如下:名称符号计算公式/mm结果/mm箱座厚度一级0.02困188二级0.02a38箱盖厚度1一级10.02a188二级10.02a38箱盖凸缘厚度bib11.518箱座凸缘厚度bb1.58箱座底凸缘厚度Pb22.520地脚螺钉直径dfdf0.036a12M16地脚螺钉数目na250mm时，n=44轴承旁联结螺栓直径did10.72dfM12盖与座联结螺栓直径d2d2=(0.5:0.6)dfM8轴承端盖螺钉直径dad3=(0.4:0.5)df6视孔盖螺

22、钉直径d4d4=(0.3:0.4)df6定位销直径dd=(0.7：0.8)d26df,di,d2至外箱壁的距离Ci查手册表112221813df,d2至凸缘边缘距离C2查手册表112201611外箱壁至轴承端面距离l11i=Ci+C2+（5:10）40大齿轮顶圆与箱壁距离11>1.210齿轮端面与箱壁距离22>9箱盖，箱座肋厚m1,mm10.851,m0.857轴承端盖外径D2d2d+（5:5.5）d382（I轴）92（II轴）110（m轴）轴承旁联结螺栓距离SSD282（I轴）92（II轴）110（m轴）八、轴的设计:联轴器的孔径相适应，故须同时选择联轴器的型号。联轴器的计算转矩

23、TcakATi,查教材表14-1,考虑到转矩变化很小，故去kA1.3,贝U：4.TcakAT11.33.2510Ngmm42.25Ngm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册表8-1,选用HL2型联轴器(Tn315NgmTca,n5600r/minn1)。其轴孔直径d=(2030)mnM满足电动机的轴径要求。故减速器高速轴轴伸出的直径d=20mmtd(20)山(25)d2(30)d3(25)l1l2iiiiiiv联轴器轴承与端盖齿轮轴轴承3) 各轴段直径的确定:由上图可知，联轴器的孔径d=20mm长度l=52mrp为了满足联轴器的轴向定位要求，i-ii段需制出轴肩，故取ii段直

24、径d125mm。查手册表6-7可选择圆锥滚子轴承，其型号为30205.l1c1c2eV4V2V3B3(1015)mm146mm,d3装配齿轮段直径，判断是不是作成齿轮轴：edfd4ti2.5mn查手册得：2t13.3mm得：e=1.85mg3.75mm,故做成齿轮轴。d5段装配轴承所以d6d125mm,l616.25mm。2. 中间轴的设计与校核：1) 已知I轴的转速n2223.3r/min，功率P3.14kW，转矩T1.34105Ngmm初步确定轴的最小直径：2) 选取轴的材料为45号钢，调质处理。查教材表15-3取a100。根据教材公式15-2得：dminAo?；100j3.14mm24.

25、13mmmm,n1.223.3选择轴承：中间轴的最小直径显然是安装轴承处的直径。根据最小直径值查手册表6-7可选择圆锥滚子轴承，其型号为30206。3) 各轴段直径的确定：由上图可知，查手册表6-7可选择圆锥滚子轴承，其型号为30205.故l17.25mm。l1B2(23)mm38mm,l2B3(23)mm73mmd3|ll己齿轮段直径，d5段装配轴承所以d4d30mm,l3l17.25mm。4) 校核该轴和轴承：(1)轴的校核：已知大齿轮d2173.68mm圆周力：Ft22Td221.34105-N1543N173.68径向力：F2Ft2tanon4只tan201543oN581Ncosco

26、s144142轴向力：Fa2Ft2tan1543tan14o4142N405N小齿轮d365.97mm圆周力：Ft32T21.34105N4062Nd365.97径向力：Fr3孔4062tan20°N1524N13L3ocoscos14247轴向力：Fa3Ft3tan1543tan14o247N1015N中间轴的受力图如上所示：载荷水平面H垂直面V支反力FFnh22601NFnv2542NFnh33057NFnv3382N弯矩MMH2105NgmMV2121NgmMV2214NgmMH3166NgmMV3156NgmMv3223Ngm总弯矩Mi107Ngm,M2106Ngm,M317

27、5Ngm,M4167Ngm扭矩T=134N.m按弯扭合成家和该轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上轴承受最大弯矩的扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据教材式15-5以及表中数据及轴向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6。d3bt(dt)23.14403125(405)2一5361.25322d32240前面已选择轴的材料为45钢,调质处理，由表15-1查得160MPa。轴的计算应力M2T2caW1752(0.6134)2MPa35.92MPa15361.92故该轴符合要求。(2)轴承寿命的校核:.专业.整理.求轴承上受到的径向载荷Fr2和Fr3Fr2Fnh2Fnv2225615282N

28、2615NFr3Fnh32Fnv32304424152N3072N求两轴承的计算轴向力Fa2和Fa3其中,对于3000系列的轴承，按教材表13-7,轴承派生轴向力Fd务,Y值由手册(GB/T297-1994)查得Y=1.6,故2615K1824NN2Y21.6室3072K1960NN2Y21.6Fa3Fa21015405610NFd3Fd2Fac乂Fd3FaeFd2故轴承2被压紧，轴承3被放松。Fa2FaeFd31570NFa3Fd3960N求轴承当虽动载荷P2和P3氏15700.60e0.37Fr22615M9600.0.313eFr33072由手册查得Pr20.4Fr2YFa23558NP

29、r3Fr33072N验算轴承寿命:因为Pr2Pr3，故按轴承3的受力大小验算Lh106?Cr10643.310低速轴的设计:60?P260223.3355810309433h朴故所选轴承符合寿命要求。5) 键的设计与校核:已知大齿轮轴径d235mm,T1.34105N.mm，参考机械制图表6-16,由于d2(3038)所以取bh108；小齿轮轴径d240mm,T1.34105N.mm,参考机械128。制图表6-16，由于d2(3844)所以取因为齿轮材料为45钢。查教材得100:120o取键长为L230mm,L360mm,根据挤压强度条件，键的校核为:b24Tdhl_541.341063.8Mpab35830-_5b3但空空27.92Mpadhl40860故键的强度符合要求。所以所选键为:bhl1093012860已知I轴的转速n373r/min,功率Pm3.02kW,转矩T/3.83105Ngmm1) 初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45号钢，调质处理。查教材表15-3取Ao100。根据教材公式15-2得：dminAo?t1003.02mm34.24mm73由于该段轴上有键糟，将计算值加大3%dmin35.01mm2) 选择联轴器:输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选择联轴器的型号。