机械设计课程设计系列二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器[1]

机械设计课程设计设计说明书设计题目: 带式输送机的减速器院系名称：机电工程学院专业班级：机制F0901 学生姓名：学号：指导教师：曹宪周2011年12 月28 日目录1.题目及总体分析 (3)2.各主要部件选择 (4)3.电动机选择 (4)4.分配传动比 (5)5.传动系统的运动和动力参数计算 (6)6.设计高速级齿轮 (7)7.设计低速级齿轮 (12)8.设计带轮 (14)9.链传动的设计 (16)10.减速器轴及轴承装置、键的设计 (18)１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 (18)２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 (24)３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 (29)11.润滑与密封 (34)12. 箱体结构尺寸............................................................35 13. 设计总结..................................................................36 14. 参考文献 (36)一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F=5500，运输带速度0.7/v m s ，卷筒直径为D=480mm 。

单向传动，工作连续，有轻微震动，起动载荷为公称载荷的1.4倍。

工作寿命为6年，每年240个工作日，每天工作10小时，具有加工精度8级（齿轮）。

减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。

特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

高速级一般做成斜齿，低速级可做成斜齿。

整体布置如下：1,电动机2，带轮3，减速箱4，链轮5，卷筒辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。

二.各主要部件选择三.电动机的选择四.分配传动比五.传动系统的运动和动力参数计算速分别为、、；对应各轴的输入功率分别为、、；对应名轴的输入转矩分别为、；相邻两轴间的传动比分别为、；相邻两轴间的传动效率分别为、、六.设计高速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS ，二者材料硬度差为４０HBS 。

３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.1×24=103.2,取Z 2=104 5）选取螺旋角。

初选螺旋角14=β 2．按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即321)][(12H E H d t t t Z Z u u T k d σεα+⋅Φ≥１）确定公式内的各计算数值 （１）试选6.1=t K（２）由图１０－３０，选取区域系数433.2=H Z （３）由图１０－２６查得78.01=αε 20.81αε=12 1.59αααεεε=+=（４）计算小齿轮传递的转矩5411195.510/ 6.069310T P n =⨯=⨯N mm ⋅ （５）由表１０－７选取齿宽系数1=Φd（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数2/18.189MPa Z E =（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550H MPa σ=（８）由式１０－１３计算应力循环次数 8160 6.2210h N njL ==⨯ 992 6.2210/4.1 1.4510N =⨯=⨯（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数10.95HN K =20.98HN K = （１０）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 1lim11[]0.95600570HN H H K MPa MPa S σσ==⨯=2l i m 22[]0.98550539H N H H K M P a M P a Sσσ==⨯= 12[]([][])/2(570539)/2554.5H H H MPa MPa σσσ=+=+=２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得 146.32t d m m = （２）计算圆周速度 112.8/601000t d n v m s π==⨯（３）计算齿宽ｂ及模数nt m146.32d t b d mm =Φ=11c o s1.87t nt d m mm Z β==2.254.21/10.99nt h m mm b h ===（４）计算纵向重合度βε10.318tan 1.903d Z βεβ=Φ=（５）计算载荷系数K已知使用系数1=A K .25根据 1.75/v m s =，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数 1.13V K = 由表１０－４查得由图１０－１３查得 1.36F K β= 假定100/A tK F N mm b<，由表１０－３查得4.1==ααF H K K 故载荷系数 1.25 1.25 1.4 1.417 2.87A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯= （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得1155.95d d mm ==（７）计算模数n m 11c o s2.26n d m m mZ β== 3．按齿根弯曲强度设计 由式１０－１７ 32121][cos 2FS F d n Y Y Z Y KT m σεβαααβ⋅Φ≥ １）确定计算参数（１）计算载荷系数1.25 1..25 1.4 1.362.71A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=（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113322332426.27cos cos 1499113.84cos cos 14V V Z Z Z Z ββ======（４）查取齿形系数由表１０－５查得1 2.60Fa Y = 2 2.18Fa Y = （５）查取应力校正系数由表１０－５查得1 1.595Sa Y = 2 1.79Sa Y =（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ （７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 10.90FN K = 20.95FN K =（８）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由式１０－１２得1110.90500[]321.431.4FN FE F K MPa S σσ⨯=== 2220.95380[]257.861.4FN FE F K MPa S σσ⨯=== （９）计算大小齿轮的][F Sa Fa YY σ111222 2.60 1.5950.01287[]321.432.18 1.790.01514[]257.86Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y σσ⨯==⨯==大齿轮的数据大２）设计计算1.657n m mm ≥对比计算结果，由齿面接触疲劳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n m ＝2.0mm ，已可满足弯曲强度。

4．几何尺寸计算 １）计算中心距12()153.562cos nZ Z m a mm β+==将中心距圆整为154mm２）按圆整后的中心距修正螺旋角12()arccos14.642nZ Z m aβ+==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1122257.87cos 250.12cos nZ m d mm Z md mmββ====４）计算大、小齿轮的齿根圆直径1122 2.552.872.5245.12f n f n d d m mm d d m mm=-==-=５）计算齿轮宽度157.87d b d mm =Φ=圆整后取260B mm =；165B mm = 5．验算1122172.650t T F N d == 48.60/100/A tK F N mm N mm b=< 合适高速级齿轮参数：七.设计低速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS ，二者材料硬度差为４０HBS 。

３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝2.9×24=70。

2．按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即 321)][(12H E H d t t t Z Z u u T k d σεα+⋅Φ≥１）确定公式各计算数值 （１） 试选载荷系数 1.6t K = （２） 计算小齿轮传递的转矩 512295.510/25.0619T P n N m m =⨯=⋅ （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2/18.198MPa Z E = （５） 由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ 大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550H MPa σ=（６）由式１０－１３计算应力循环次数 81160 1.44710h N n jL ==⨯ 820.42810N =⨯（７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数10.92HN K =20.91HN K = （８）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得1lim11[]0.92600552HN H H K MPa MPa S σσ==⨯=2lim22[]0.91550500.5HN H H K MPa MPa Sσσ==⨯=２）计算（１） 试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入][H σ中的较小值174.61t d mm ≥（２） 计算圆周速度v 120.6541/601000t d n v m s π==⨯（３） 计算齿宽ｂ174.61d t b d mm =Φ= （４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ模数113.016tnt d m mm Z == 齿高2.25 6.787/10.99nt h m mm b h ===（５） 计算载荷系数K根据0.6541/v m s =，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数 1.27V K = 假设mm N b F K t A /100/<，由表１０－３查得1.4H F K K αα==由表１０－２查得使用系数 1.25A K =由图１０－2３查得 1.38F K β=故载荷系数 2.582A V H H K K K K K αβ==（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得1187.513d d mm ==（７）计算模数ｍ11/ 3.583m d Z ==3．按齿根弯曲强度设计由式１０－５得弯曲强度的设计公式为3211][2F S F d n Y Y Z KT m σαα⋅Φ≥ １）确定公式内的计算数值（１） 由图１０－２０ｃ查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ（２） 由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数 10.85FN K = 20.88FN K =（３） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得 1110.85500[]321.431.4FN FE F K MPa MPa S σσ⨯=== 2220.88380[]2471.4FN FE F K MPa MPa S σσ⨯===（４） 计算载荷系数2.439A V F F K K K K K αβ==（５）查取齿形系数由表１０－５查得1 2.592Fa Y = 2 2.232Fa Y =（６）查取应力校正系数由表１０－５查得1 1.596Sa Y = 2 1.774Sa Y =（７）计算大小齿轮的][F Sa Fa YY σ，并比较1112220.01362[]0.01675[]Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y σσ==大齿轮的数据大 ２）设计计算2.6134m mm ≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.2，并就近圆整为标准值ｍ＝3ｍｍ。