二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器(华中)

华中科技大学机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机班级：机械0601学号：200603545设计者：李XX指导老师：王XX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.链传动的设计 (16)9.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)10.润滑与密封 (34)11.箱体结构尺寸 (35)12.设计总结 (36)13.参考文献 (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7000F N =，运输带速度0.5/v m s =，运输机滚筒直径为290D mm =。

单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。

工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工作16小时，具有加工精度7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，低速级可做成直齿。

整体布置如下：图示：5为电动机，4为联轴器，３为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。

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7级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.2×24=100.8,取Z 2=101。

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 20.87αε=12 1.65αααεεε=+= （４）计算小齿轮传递的转矩55411195.510/95.5104.244/1440 2.814610T 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91606014401(163008) 3.3210h N njL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 992 3.3210/4.20.79010N =⨯=⨯（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数90.01=HN K 95.02=HN 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 MPa MPa S K H HN H 5406009.0][1lim 11=⨯==σσM P aM P a SK H HN H 5.52255095.0][2lim 22=⨯==σσ MPa MPa H H H 25.5312/)5.522540(2/])[]([][21=+=+=σσσ２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得12.433189.837.101.25t d m m == （２）计算圆周速度 1137.1014402.8/601000601000t d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯（３）计算齿宽ｂ及模数nt m1137.1037.10d t b d mm =Φ=⨯=11c o s 37.10c o s 141.5024t nt d m mm Z β⨯===2.252.251.50/37.10/3.37510.99nt h m mm b h ==⨯===（４）计算纵向重合度βε903.114tan 241318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=Φ=βεβZ d （５）计算载荷系数K 已知使用系数1=A K根据s m v /2.1=，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数 1.11V K = 由表１０－４查得2232231.120.18(10.6)0.23101.120.18(10.61)10.231037.10 1.417H d d K bβ--=++ΦΦ+⨯=++⨯⨯+⨯⨯=由图１０－１３查得 1.34F 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 1.11 1.4 1.42 2.21A 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1141.32d d mm ===（７）计算模数n m 11c o s 41.32c o s 141.6724n d m mm Z β⨯===3．按齿根弯曲强度设计 由式１０－１７ 32121][cos 2F S 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 1.11 1.4 1.34 2.08A 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 14101110.56cos cos 14V V Z Z Z Z ββ======（４）查取齿形系数由表１０－５查得592.21=Fa Y 2 2.172Fa Y = （５）查取应力校正系数由表１０－５查得596.11=Sa Y 2 1.798Sa 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 85.01=FN K 88.02=FN 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 M P a S K FE FN F 57.3034.150085.0][111=⨯==σσ M P aS K FE FN F 86.2384.138088.0][222=⨯==σσ （９）计算大小齿轮的][F SaFa Y Y σ111222 2.592 1.5960.01363[]303.572.172 1.7980.01635[]238.86Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y σσ⨯==⨯==大齿轮的数据大２）设计计算0.01635 1.186n 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 ＝1.5mm ，已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径141.32d mm =来计算应有的齿数。

于是有11cos 41.32cos1426.71.5n d Z m β⨯=== 取127Z =，则211 4.227113.4114Z i Z ==⨯=≈ 4．几何尺寸计算 １）计算中心距12()(27114) 1.5108.992cos 2cos14n Z Z m a mm β++⨯===⨯将中心距圆整为109mm２）按圆整后的中心距修正螺旋角12()(27114) 1.5arccosarccos 14.0322109n Z Z m a 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1122227 1.541.75cos cos14.03114 1.5176.25cos cos14.03n Z m d mm Z m d mmββ⨯===⨯===４）计算大、小齿轮的齿根圆直径1122 2.541.75 2.5 1.5382.5176.25 2.5 1.5172.5f n f n d d m mm d d m mm=-=-⨯==-=-⨯=５）计算齿轮宽度1141.7541.75d b d mm =Φ=⨯=圆整后取245B mm =；150B mm = 5．验算1122281461348.341.75t T F N d ⨯=== 11348.332.3/100/41.75A t K F N mm N mm b ⨯==< 合适七.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直齿轮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7级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.5×24=84。

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 3211)][(132.2H E d t t Z u u T k d σ+⋅Φ≥ １）确定公式各计算数值 （１） 试选载荷系数3.1=t K （２） 计算小齿轮传递的转矩55122495.510/95.510 4.034/342.8611.23910T P n N mm=⨯=⨯⨯=⨯⋅（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9116060342.861(2830015) 1.48110h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 992 1.48110/3.50.42310N =⨯=⨯（７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数96.01=HN K 05.12=HN 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 MPa MPa S K H HN H 57660096.0][1lim 11=⨯==σσMPa MPa SK H HN H 5.57755005.1][2lim 22=⨯==σσ２）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163.39t d mm ≥=（２） 计算圆周速度v 1263.39342.86 1.14/601000601000t d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯ （３） 计算齿宽ｂ1163.3963.39d t b d mm =Φ=⨯= （４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ模数1163.39 2.64124t nt d m mm Z ===齿高2.25 2.25 2.641 5.94/63.39/5.9410.67nt h m mm b h ==⨯===（５） 计算载荷系数K根据 1.14/v m s =，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数07.1=V K 假设mm N b F K t A /100/<，由表１０－３查得1H F K K αα==由表１０－２查得使用系数1=A K由表１０－４查得2232231.120.18(10.6)0.23101.120.18(10.61)10.231063.39 1.422H d d K bβ--=++ΦΦ+⨯=++⨯⨯+⨯⨯=由图１０－2３查得35.1=βF K故载荷系数1 1.071 1.422 1.522A 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1166.81d d mm ===（７）计算模数ｍ11/66.81/24 2.78m 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 85.01=FN K 88.02=FN 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[]303.571.4FN FE F K MPa MPa S σσ⨯===2220.88380[]238.861.4FN FE F K MPa MPa S σσ⨯=== （４） 计算载荷系数1 1.071 1.35 1.4445A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=（５）查取齿形系数由表１０－５查得65.21=Fa Y 2 2.212Fa Y =（６）查取应力校正系数由表１０－５查得58.11=Sa Y 2 1.774Sa Y =（７）计算大小齿轮的][F SaFa Y Y σ，并比较111222 2.65 1.580.01379[]303.572.212 1.7740.01643[]238.86Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y σσ⨯==⨯==大齿轮的数据大２）设计计算2.11m 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2.11，并就近圆整为标准值ｍ＝2.2ｍｍ。