二级圆柱齿轮减速器机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计说明书

设计题目二级圆柱齿轮减速器

完成日期年月日

设计任务书

题目：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。所选参数如下：

运输带工作拉力F = 2200 Nm

运输带工作速度v = 1.45 m/s

卷筒直径D= 280 mm

方案的草图如下：

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速机；4—链传动；5、带式运输机

η1，链传动的效率;

η2，轴承的效率;

η3，齿轮传动效率;

η4，联轴器的传动效率;

η5，鼓轮上的传动效率。

一、传动方案的拟定

根据要求电机与减速器间选用联轴器传动，减速器与工作机间选用链传动，减速器为二级圆柱斜齿齿轮减速器。方案草图如上。

二、电动机的选择

1、电机类型和结构型式。

根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，单班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。

2、电机容量卷筒所需功率

传动装置的总效率η=η

1η

2

3η

3

2η

4

2η

5

取链带的效率η

1

=0.92

轴承的效率η

2

=0.98

圆柱齿轮的传动效率η

3

=0.97

联轴器的效率η

4

=0.99

卷筒上的传动效率η

5

=0.96

总效率η=0.92×0.983×0.972×0.992×0.96=0.767 卷筒所需功率P =Fv/1000=2200×1.45/1000=3.19kw 电动机的输出功率

P

ed =P

W

/η=3.19/0.767=4.16 Kw

3、电动机额定功率 P

ed

由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率 P

ed

=5.5Kw

4、电动机的转速

工作机卷筒转速n = =60×1000×1.45/（3.14×280）=98.96r/min

链传动比范围1.5-2，单级圆柱齿轮传动比范围是2-5，则电动机转速可选范围574-4948

按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1500r/min 的三相笼型异步电动机

具体规格如下：

三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算

1、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1)传动装置总传动比

由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴转速n w 可确定传动装置应有的总传动比为i=

w

m

n n =1440/98.96=14.55 2）分配各级传动比

取链带传动的传动比为3i =1.5；

为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为1i =1.32i ； 所以由i= i 1 i 2i 3取1i =3.55 2i =2.73

2、计算传动装置的运动和动力参数 1)各轴转速

n I = 满n =1440r/min ;

n Ⅱ = n I / 1i =1440/3.55=405.6r/min ; n Ⅲ = n Ⅱ/2i =405.6/2.73=148.6r/min ; 2)各轴输入功率

P I = P ο×η4×η2×η3=5.5×0.99×0.98×0.97=5.18 Kw ; P Ⅱ = P I ×η2×η3=5.18×0.98×0.97=4.92Kw ; P Ⅲ = P Ⅱ×η2×η3=4.92×0.98×0.97=4.68 Kw ; 3)各轴输入转矩 T 1= 9550 P

I

/ n I =9550×5.18/1440=34.4N ?m ;

T 2=9550 P Ⅱ/ n Ⅱ =9550×4.92/405.6=115.8N ?m ; T 3 =9550 P Ⅲ/ n Ⅲ =9550×4.68/148.6=300.8N ?m ;

四、齿轮设计

一级齿轮的设计

1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

（1）、按设计题目传动方案，选用一级斜齿轮，二级斜齿圆柱齿轮传动。 （2）、运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。 （3）、材料选择。

由表10—1选择小齿轮材料为40Gr ，并经调质处理，齿面硬度为260HBS 。大齿轮选45钢，调质处理235HBS

（4）、选取齿轮螺旋角，初步选定螺旋角β=14°

（5）、选取小齿轮齿数Z 1=24，大齿轮齿数Z 2=3.55X24=85.2，取Z 2=86 2、按齿面接触强度设计

由设计公式（10—9a ）进行试算，即：

3

2

11)(12H

E H t Z Z d T K d σμμεφα??±???≥

（1）、确定公式内的各个计算参数值 1）、试选载荷系数

3

.1=t K

2）、计算小齿轮传递的转矩 mm N T ??=411044.3 3）、由表10—7选取齿宽系数

1=d φ

4）、由表10—6查得材料的弹性影响系数2

1

8.189a E MP Z =，由图10—30选取区域系数433.2=H Z

5)、由图10—21d 按齿面硬度查得小、大齿轮的解除疲劳强度极限分别为

a MP H MPa H 450,5002lim 1lim ==σσ 6）、由式10—13计算应力循环次数

9111066.1)830081(114406060?=??????==h jL n N 8

1

11067.455

.3?==

N N

7）、由图10—19取接触疲劳寿命系数96.01=HN K 98

.02=HN K

8）计算解除疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10—12）得：

[]Pa HN H M S

H K 48050096.01

lim 11=?=?=σσ

[]Pa HN H M S

H K 5.42545098.02

lim 22=?=?=σσ

∴ [][][]Pa H H H M 4542

2

1=+=

σσσ

9）、由图10—26查得：

78.01=αε 87.02=αε 65.121=+=αααεεε （2）、计算

1）、试算小齿轮分度圆直径

t

d 1

mm

Z Z d T K d H

E H t 6.41)454

8.189433.2(55.3155.365.111044.33.12)

(1232

43

2

11=??±?????=??±???≥σμμεφα

2）、计算圆周速度V V=

s m n d t /13.31000

601440

6.411000

601

1=???=

???ππ

3）、计算齿宽b

mm d d b t 6.416.4111=?=?=φ 4）、计算齿宽与齿高之比h

b ，纵向重合度

β

ε

模数 mm z d m t t 733.124

6

.4111===

齿高 mm

m h t 9.325.2=?=

∴

66.109

.36

.41==

h b

903.114tan 241318.0tan 318.001=???=???=βφεβz d 5）、计算载荷系数

已知使用系数1=A K ,根据s m V /13.3=，8级精度，由图10—8查得动载荷系数

10

.1=v K ，由表10—4查得

β

H K 的值与直齿的相同，故46.1=βH K ，由图10

—13查得21.1=βF K ,由表10—3查得2.1==ααF H K K

故载荷系数9272.146.12.110.11=???==βααH H V A H K K K K K K 6）、按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10—10a ）得： mm K K d d t 43.533

.19272

.16.4133

111=?=?= 7）、计算模数mm z d m n 16.22414cos 43.53cos 11=?=?=?

β

3、按齿根弯曲强度设计

由式（10—17）

[]

3

2121cos 2F S F n Y Y z d Y T K m σεφβ

α

αα

β??

?????≥进行试算

（1）、确定公式的各个计算数值 1）、计算载荷系数

5972.121.12.110.11=???=??=βαF F V A K K K K K 2）、根据纵向重合度903.1=βε，从图10-28查得螺旋角影响系数88

.0=βY

3）、计算当量齿数

27.2614cos 24cos 3

311=?==

βZ Z V

14.9414cos 86

cos 3322=?

==

βZ Z V 4）、查取齿形系数

由表10-5，查得6.21=αF Y , 16

.22=αF Y

由表10-5，查得595.11=αS Y , 80.12=αS Y 5）、计算弯曲疲劳许用应力

由图10-20c 查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为

MPa MPa FE FE 380,45021==σσ，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数86.01=FN K ,

88

.02=FN K ,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得：

[][]MPa

S

K MPa

S K FE FN F FE FN F 2394

.138088.02764

.1450

86.022

2

111=?=?==?=

?=σσσσ

6）、计算大、小齿轮的

[]

F S F Y Y σα

α? 并加以比较

[]013508.0276

595

.16.21

1

1=?=

?F S F Y Y σαα

[]016268.0239

8

.116.22

2

2=?=

?F S F Y Y σαα 大齿轮的数值大 （2）、设计计算

mm m n 536.1016268.065

.124114cos 88.01044.35972.12322

4=????

?????≥

对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数

n

m 大于由齿根弯曲疲劳强

度计算的法面模数，取mm m n 2=，已可满足弯曲强度，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mm d 43.531=计算应有的齿数，于是： 9.252

14cos 43.53cos 11=?

?=?=

n m d z β 取261=z ，则9.9155.39.252=?=z ,取922=z 4、几何尺寸计算： （1）、计算中心距

()()mm m z z a n

6.12114cos 229226cos 221=?

??+=

??+=

β

，取a=122mm

（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角 ()()?=??+=?+=6.14122

2211830arccos

2arccos

21a

m z z n

β

因β值改变不多，故参数

αε，βK ,H z 等不必修正

（3）、计算大小齿轮的分度圆直径 mm m z d n 7.536.14cos 2

26cos 11=??==

?β mm m z d n 1.1906.14cos 2

92cos 22=?

?==

?β mm a 122= （4）、计算齿轮宽度

mm d d b 7.537.5311=?=?=φ 圆整后取mm B 601=， mm B 552=

(二)、二级齿轮的设计

1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （1）、二级斜齿圆柱齿轮传动。

（2）、运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。 （3）、材料选择。

由表10—1选择小齿轮材料为45钢，并经调质处理，齿面硬度为255HBS 。大齿轮选45钢，调质处理220HBS 。

（4）、选取齿轮螺旋角，初步选定螺旋角β=14°

（5）、选取小齿轮齿数Z 1=25,大齿轮齿数Z 2=2.73X25=68.3，取Z 2=69 2、按齿面接触强度设计

由设计公式（10—9a ）进行试算，即：

3

2

11)(12H

E H t Z Z d T K d σμμεφα??±???≥

（1）、确定公式内的各个计算参数值 1）、试选载荷系数

3

.1=t K

2）、计算小齿轮传递的转矩 mm N T ??=5110158.1已知 3）、由表10—7选取齿宽系数 1=d φ

4）、由表10—6查得材料的弹性影响系数2

1

188a E MP

Z =，由图10—30选取区域系数42.2=H Z

5)、由图10—21e 按齿面硬度查得小、大齿轮的解除疲劳强度极限分别为

a MP H H 420,4602lim 1lim ==σσ

6）、由式10—13计算应力循环次数

8111067.4)830081(16.4056060?=??????==h jL n N 71

11071.173

.2?==

N N 7）、由图10—19取接触疲劳寿命系数94.01=HN K 96

.02=HN K

8）计算解除疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10—12）得：

[]Pa HN H M S

H K 4.43246094.01

lim 11=?=?=σσ

[]Pa HN H M S

H K 2.40342096.02

lim 22=?=?=σσ

∴ [][][]Pa H H H M 4182

2

1=+=

σσσ

9）、由图10—26查得：

82.01=αε 94

.02=αε

76.121=+=αααεεε （2）、计算

1）、试算小齿轮分度圆直径

t

d 1

mm

Z Z d T K d H

E H t 2.65)418

18842.2(73.2173.276.1110158.13.12)

(1232

53

2

11=??±?????=??±???≥σμμεφα

2）、计算圆周速度V V=

s m n d t /38.11000

606

.4052.651000

601

1=???=

???ππ

3）、计算齿宽b

mm d d b t 2.652.6511=?=?=φ 4）、计算齿宽与齿高之比h

b ，纵向重合度

β

ε

模数 mm z d m t t 6.225

2

.6511===

齿高 mm m h t 87.525.2=?= ∴

11.1187

.52

.65==

h b 98.114tan 251318.0tan 318.001=???=???=βφεβz d 5）、计算载荷系数

已知使用系数1=A K ,根据s m V /38.1=，8级精度，由图10—8查得动载荷系数02.1=v K ，由表10—4查得

β

H K 的值与直齿的相同，故41.1=βH K ，由图

10—13查得23.1=βF K ,由表10—3查得2.1==ααF H K K

故载荷系数725.141.12.102.11=???==βααH H V A H K K K K K K 6）、按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10—10a ）得： mm K K d d t 6.763

.1725

.12.6533

111=?=?=

7）、计算模数mm z d m n 97.22514cos 6.76cos 11=?=?=?

β

3、按齿根弯曲强度设计

由式（10—17）

[]

3

2121cos 2F S F n Y Y z d Y T K m σεφβ

α

αα

β??

?????≥进行试算

（1）、确定公式的各个计算数值 1）、计算载荷系数

6236.123.12.110.11=???=??=βαF F V A K K K K K 2）、根据纵向重合度586.1=βε，从图10-28查得螺旋角影响系数88

.0=βY

3）、计算当量齿数

37.2714cos 25cos 3311=?==

βZ Z V

5.7514cos 69

cos 3

322=?

==

βZ Z V 4）、查取齿形系数

由表10-5，查得56.21=αF Y , 23.22=αF Y 由表10-5，查得60.11=αS Y , 76.12=αS Y 5）、计算弯曲疲劳许用应力

由图10-20d 查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为

MPa FE FE 330,42021==σσ，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数84.01=FN K ,

86.02=FN K ,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得：

[][]MPa

S

K MPa

S

K FE FN F FE FN F 1974

.132086.02524

.1420

84.022

2

111=?=?==?=

?=σσσσ

6）、计算大、小齿轮的

[]

F S F Y Y σα

α? 并加以比较

[]016254.0252

60

.156.21

1

1=?=

?F S F Y Y σαα

[]019923.0197

76

.123.22

2

2=?=

?F S F Y Y σαα 大齿轮的数值大

（2）、设计计算

mm m n 797.1019923.071

.125114cos 88.010158.16236.1232

2

5=????

?????≥ 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数

n

m 大于由齿根弯曲疲劳强

度计算的法面模数，取mm m n 5.2=，已可满足弯曲强度，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mm d 6.711=计算应有的齿数，于是： 7.295

.214cos 6.76cos 11=?

?=?=

n m d z β 取301=z ，则82,2.8173.27.2922==?=z z 取 4、几何尺寸计算： （1）、计算中心距 ()()mm m z z a n

28.14414cos 25.28230cos 221=?

??+=

??+=

β

，取a=144mm

（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角 ()()?=??+=?+=6.13144

25.28230arccos

2arccos

21a

m z z n

β

因β值改变不多，故参数

αε，βK ,H z 等不必修正

（3）、计算大小齿轮的分度圆直径 mm m z d n 1.776.13cos 5.230cos 11=??==

?β mm m z d n 9.2106.13cos 5

.282cos 22=?

?==

?β （4）、计算齿轮宽度

mm d d b 1.771.7711=?=?=φ 圆整后取mm B 851=， mm B 802=

(三)、链传动的设计

（1）、选择链轮齿数

取小链轮齿数为Z1=20，大链轮的齿数为Z2=1.5X20=30, (2)、确定计算功率

由表9-6查的0.1=A K ，由图9-13查得45.1=z K ，单排链，则计算功

率为

KW K K P z A ca 786.668.4=??=

(3)、选择链条的型号和节距

根据KW P ca 786.6=，转速min /6.148r n =，查图9-11，可选24A-1，查表9-1，链条节距为P=38.1mm

(4)、计算链节数和中心距

初选中心距()mm mm P a 1905114350300-=-=，取mm a 15000=，相应的链长节数为

55.882220

2

122100

=?

??? ??-+++=a p

z z z z p a L p ππ 去链长节数节890=p L

查表9-8得到中心距计算系数24678.01=f ，则链传动的最大中心距为

()[]

mm z z l p f a p 11105.11092121≈=+-=

(5)、计算链速v ，确定润滑方式

s m X X X X p z n v /887.11000

601

.38206.14810006011==??=

由v=1.887m/s 和链号24A-1，查图9-14可知采用油池润滑。 (6)、计算压轴力

有效圆周力为：N X v p F e 3596887

.1786

.610001000==?

=

链轮水平布置时的压轴力的系数为,15.1=FP K 则压轴力为

N F K F a FP P 4136=?=

五、轴的设计及校核

Ⅰ轴

找出输入轴上的功率P 1、转速n 1和转矩T 1 P 1=5.18Kw n 1=1440r/min T 1=34.4N.m

先按式(15—2)初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr 钢，调质处理，根据表15—3，取1050=A ,于是得： mm n P A d I I 1.161440

18.510533

0min =?=?= 因轴上有键 故取mm X d 2.1707.11.16min ==，为整体布局协调美观，综合轴承及带轮因素，选mm d 20min =，直径逐级增加5—10mm ，具体尺寸参考装配图；

求作用在齿轮上的受力

因已知齿轮的分度圆直径 mm d 7.531=，?=6.14β N d T F t 12817

.5334400221=?==

∴Ⅰ N F F n T r 4826.14cos 20tan 1281cos tan =?

?

?=?

=βα N F F 3344.61tan 1281tan t a =??=?=β

轴的结构设计

（1）、拟定轴上零件的装配方案

此轴上有大带轮、角接触球轴承、小齿轮等主要部件，故采用如下图1所示装配方案：

图1

（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

轴承初步选用型号为7206C 型号的角接触球轴承，其基本尺寸为mm d 30φ= ，齿轮处mm d 7.531φ= ，齿轮左侧轴肩为mm d 35φ= ；右侧轴承采用轴承端盖和轴套定位，轴套采用台阶式；右侧轴承采用轴承端盖和轴肩定位。经估算其各段长度分别为如下图所示； （3）、轴上零件的周向定位

齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键连接，此处带轮定位不作考虑。按

mm d 20φ=由表6—1查得平键截面mm mm h b 66?=?，键槽用键槽铣刀加工，

长为56mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为g6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15—2，取轴端倒角为1X45°，各轴肩处的圆角半径为r=1mm ，故此轴结构装配图如下图2

图2

5、求轴上的载荷

首先根据结构图（图2）做出轴的力学计算简图(图

3)

图3

由图1、图2、图3综合可得：mm L 950=,mm L mm L 7.73,5.17121== （1）、计算水平面H 、垂直面V 的弯矩 已知 N F t 1281=,N F r 482=,N F 334a =

故H 面 ()??????=+?+=121212L F L L F F F F t NH t NH NH

?????=-=?N F N

F NH NH 8963852

1

mm N L F M NH H ?=?=66028-11

故V 面 ()??

?

???=?++?=+2212121L F D

F L L F F F F r a NV r

NV NV ?????==?N

F N

F NV NV 37410821

mm N L F M NV V ?=?=18522111

mm N L F M NV V ?=?=27564222

mm

N M M M V H ?=+=∴685772

1211

mm N

M M M V H ?=+=715502

2222 （2）、画弯矩、扭矩图如下：

载荷 水平面H

垂直面V

支反力F

N

F N F NH NH 89638521=-=

N

F N F NV NV 37410821==

弯矩M

mm

N M H ?=66028-

mm

N M mm N M V V ?=?=275641852221

总弯矩 mm N M ?=685771mm N M ?=715502

扭矩

mm N T .34400=