设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器

设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器

8-A

设计者： xxx

指导教师： xxx

xxx 年 xx 月 xxx 日

1

目录

一 课程设计题目 二 设计要求

三 设计步骤及计算过程

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 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计及校核 8. 键联接设计及校核 9. 箱体结构的设计 10.润滑密封设计 11.联轴器设计

四 设计小结

2

五 参考资料

一. 课程设计题目

设计课题: 设计参数：

数据编号 8-A 输送带的牵引力F/kN 2.1 输送带的速度V/(m/s) 1.4 输送带鼓轮的直径D/mm 450

工作条件：

1、带式输入机用于运输谷物、型砂、碎矿石、煤等； 2、输入机运转方向不变，工作载荷稳定； 3、输入鼓轮的传动效率为0.97；

4、工作寿命15年，每年三百个工作日，每日工作16小时。其

传

动

方

案

如

下

3

：

二. 设计要求

1.减速器装配图1张(0号)。 2.零件工作图2张(A3)1张(A1)。 3.设计计算说明书1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. 齿轮的设计

6. 滚动轴承和传动轴的设计及校核 7. 键联接设计及校核 8. 箱体结构设计 9. 润滑密封设计 10. 联轴器设计 1.传动装置总体设计方案:

4

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带设置在低速级。

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。 传动装置的总效率?总

?1为联轴器效率, ?2为对齿轮传动的效率，

?3为对齿轮传动的效率，（齿轮为8

级精度，油脂润滑）

?4为链的效率，?5为滚筒的效率

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。

取?1=0.98 ?2=0.97 ?3=0.97 ?4=0.93 ?5=0.97 η总=η1η2η3η4η5=0.8318 2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝FV/1000η总＝3534.4W 滚筒轴工作转速为n＝

1000?60v?D=59.44r/min，

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

'则总传动比合理范围为i总＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝'i总×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/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Y132S—4的三相异步电动机，额定功率为5.5 额定电流11.6A，满载转速nm

?1440 r/min，同步转速1500r/min。

5

方案 电动机型额定功 电动机转速 号 率 Ped kw 1

（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i总＝n/n＝1440/59.44＝24.22 （2）分配传动装置传动比

i总＝i0电动机参考价格 元 230 重量 同步满载N rmin Y132S-4 5.5 转速 转速 1500 1440 470

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

×i

式中i0,i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＝2.5（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为

i＝i总/i0＝9.688

根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为i1＝3.548，则i2＝i/i1＝2.73 4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速

n?＝nm＝1440r/min

nⅡ＝nⅠ/i　＝405.86r/min 1 nⅢ＝ nⅡ/ i2＝148.61 r/min

nⅣ=nⅢ=59.44 r/min

＝pd×?1＝4×0.98＝3.92kW

（2） 各轴输入功率

PⅠ PⅡ＝pⅠ×η2＝3.92×0.97＝3.8024kW

6

PⅢ＝PⅡ×?3＝3.688kW

PⅣ＝PⅢ×η4=3.43kW

（3） 各轴输入转矩 T1=Td×i0×?1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550所以:

TⅡTⅠPdnm =9550×4/1440=26.53 N·m

＝Td×?1 =26N·m

＝TⅠ×i1×?2=89.47N·m ＝TⅡ×i2×?3=237N·m =TⅢ×?4=551.0 N·m

TⅢTⅣ运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转r/min 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5.齿轮的设计 （一）高速级齿轮传动的设计计算 １． 齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

① 材料：高速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=25

7

速4 26.53 1440 3.92 3.8024 3.688 3.43 26 89.47 237 551.0 1440 405.86 148.61 59.44 高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i1×Z1=3.548×25=88.7 取Z2=89 ② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择8级。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3dT1?1E21t?2Kt?d??u?u?(ZHZ[?H])

确定各参数的值: ①试选

Kt=1.6

查课本P215图10-30 选取区域系数 ZH=2.433 由课本P214图10-26

??1?0.785 ??2?0.85

则???1.635

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×1440×1×（2×8×300×15） =6.221×109h

N2= 1.762×109h #(3.53为齿数比,即3.53=

Z2Z)

1③查课本P203 10-19图得：K??1=0.87 K??2=0.93 ④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: [?KHN1?Hlim1H]1=S=0.87×600=522

MPa

[?H]HN2?Hlim22=

KS=0.93×550=511.5

MPa

许用接触应力 [?H]=516.75 MPa

⑤查课本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa 由P201表10-7得: ?d=1.1

8

T=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.92/1440

=2.6×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3dT1?1E21t?2Kt?d??u?u?(ZHZ[?H])

=37.35mm ②计算圆周速度?

???d1tn160?1000　?2.8m/s

③计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽b b=?d?d1t=37.35mm

计算摸数mn 初选螺旋角?=14?

mnt=1.45mm

④计算齿宽与高之比bh

齿高h=2.25 mnt=2.25×1.45=3.263mm

bh =11.46

⑤计算纵向重合度

??=0.318?d?1tan??1.982

⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1

根据v?1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.14,

查课本由P194表10-4得KH?的计算公式: KH?=1.12?0.18(1?0.6?2d) ??2d+0.23×10?3×b

=1.451

查课本由P195表10-13得: KF?=1.38 查课本由P193表10-3 得: KH?=KF?=1.4

9

故载荷系数:

K＝Ka Kv KH? KH? =2.32

⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

3dK/Kt1=d1t==42.27

⑧计算模数mn

mn=1.64

4. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

3Y2m?cos?YF?YS?n≥

2KT1?2()dZ1?a[?F]⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩T1＝26kN·m 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z1＝25， z2＝89 传动比误差 i＝u＝z1/z2＝3.56 Δi＝0.283％5％，允许 ② 计算当量齿数

z＝z/cos＝25/ cos314?＝27.37 z＝z/cos

＝89/ cos314?＝97.43

③ 初选齿宽系数

按对称布置，由表查得

＝1.1

④ 初选螺旋角 初定螺旋角

＝14

⑤ 载荷系数K

K＝K K K K=2.2

⑥ 查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa

查课本由P197表10-5得:

齿形系数YFa1＝2.563 YFa2＝2.186 应力校正系数YSa1＝1.604 YSa2＝1.787

10

⑨ 计算大小齿轮的

YF?FS?[?F]

安全系数由表查得SF＝1.4

工作寿命两班制，15年，每年工作300天 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝6.221×109 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝1.762×109

查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮?FF1?500MPa

大齿轮?FF2?380MPa

查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.84 KFN2=0.87 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [?F]1=300 [?F]2=236.14 YFa1FSa2/[?]1=0.01370

HYFa1FSa2/[?]2=0.01654

H大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计计算 ① 计算模数 mn>=1.15mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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=1.5mm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d1=37.35mm来计算应有的齿数.于是由: z1= 27.34 取27 则 z2=96

② 几何尺寸计算

计算中心距 a=将中心距圆整为95mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

O

?=arccos(z1+z2)mn/2$=13.8

11

(z1?z2)mn2cos?=95.07

因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=z1mn/cos?=41.7 d2=z2mn/cos?=148.28mm 计算齿轮宽度 B=Φdd1=41.7

圆整的 B2=45mm B1=50mm

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

⑴ 材料：低速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=30

低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z ⑵ 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择8级。 ⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.433 ③试选?=14O,查课本由P214图10-26查得

??1=0.78 ??2=0.88 ??=0.78+0.88=1.66

应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×408×1×(2×15×300×8) =1.762×109 N2=0.648×109

由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.93 KHN2= 1.03 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?Hlim1?600MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

2=82 12

[?KHN1?Hlim1H]1=S=558MPa [?KHN2?Hlim2H]2=S=566.5MPa

[?(?Hlim1??Hlim2)H]?2?562.25MPa

查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 选取齿宽系数Φd=1.1 T=95.5×105×P2/n2=8.947×104N.m

32KT4dt1ZE221t?32?1.6?14.33?1033??u?1d??u?(ZH[?H])?1?1.71?3.2.33?(2.45?189.8540.5)=57.30mm

2. 计算圆周速度

V=1.22m/s 3. 计算齿宽

b=?dd1t=57.3mm 4. 计算齿宽与齿高之比bh 模数 mnt=1.85mm 齿高 h=2.25×mnt=4.16mm

bh =13.77

5. 计算纵向重合度 W? =2.379 6. 计算载荷系数K KH?=1.456 使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.1 KF?=1.37 KH?=KF?=1.4

故载荷系数

K＝KAKvKH?KH?=2.24

7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

d3KKt1=d1t=64.1mm

计算模数mn=2.07mm

13

3. 按齿根弯曲强度设计

32KTYcos?2YYm≥

1???2?F?SdZ1??[?

F]㈠确定公式内各计算数值

（1） 计算小齿轮传递的转矩＝89.47kN·m （2） 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z1＝30，z2=82 传动比误差 i＝u＝z2/ z1＝2.73 Δi＝0.42％5％，允许 （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝1.1

（4） 初选螺旋角 初定螺旋角?＝14 （5） 载荷系数K K＝Ka Kv KFa KF?=2.11 （6） 当量齿数 Zv1＝z1/cos

＝32.84 Zv2＝z2/cos

＝89.73

由课本P197表10-5查得齿形系数YFa和应力修正系数YSa YFa1=2.48 YFa2=2.201 YSa1=1.639 YSa2=1.790 （7） 计算大小齿轮的 YF?FS?[?

F]YFa1FSa2/[?H]1=0.01308 YFa1FSa2/[?H]2=0.01595

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 ?FE1?500MPa

?FE2?380MPa

查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.87 KFN2=0.91 S=1.4 [?F]1=310.71 [?F]2=247

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计算大小齿轮的

YFaFSa[?F],并加以比较

YFa1FSa2/[?H]1=0.01308 YFa1FSa2/[?H]2=0.01595

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数

mn>=1.49mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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d1=64.1mm来计算应有的齿数. z1=31 z2=85 ② 初算主要尺寸 计算中心距 a=

(z1?z2)mn2cos?=119.55mm

将中心距圆整为119.6 修正螺旋角

0

?=14.09

mm因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正 分度圆直径 d1=63.92mm

d2=175.27mm 计算齿轮宽度 b= Φdd1=63.92

圆整后取 B2=65mm B1=70mm

齿轮各设计参数附表 1. 各轴转速n

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(r/min) (r/min) (r/min) ) nⅣ(r/min1440 2. 各轴输入功率 P

（kw） 3.92 405.86 148.61 59.44 （kw） 3.8024 （kw） 3.688 PⅣ(kw) 3.43 3. 各轴输入转矩 T

(N·m) 26 (N·m) 89.47 (N·m) 237.0 TⅣ (N·m) 551.0 6.传动轴承和传动轴的设计 1. 高速轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P，转速n3，转矩T3

3P3=3.688KW

T3=237N．m

n3=148.61r/min

⑵. 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=175.27 mm 而 Ft=2704.4N Fr= 1014.85N Fa=678.8 N

⑶. 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40Cr调质处理,根据课本P361表15?3取Ao?112

dmin1=15.63mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠ?Ⅱ,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

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查课本P343表14?1,选取Ka?1.5

Tca=KaT=1.5×26=39Nm

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22?112

选取HL1型弹性套柱销联轴器其公称转矩为160Nm,半联轴器的孔径d1=18mm

故选取 d1=18mm L1=42mm的联轴器。

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,故选用圆锥滚子轴承.参照工作要求,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7205E型.如图

d D B 轴承代号 25 25 25 30 30 30 52 5 62 5 62 5 62 62 72 17.25 21.25 7506E 20.75 7306E 7206E 25.27605E 18.27305E 16.27205E 17

低速轴的设计

由于链与轴承寿命的考虑选取圆锥滚子轴7208E

2.

对于选取的圆锥滚子轴承其尺寸为d=45mm,D=85mm,B=19mm的圆锥滚子轴,故d2-3=d6-7=45mm,L6-7=51.5mm

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7208型轴承定位轴肩高度h>0.07d,h=4 mm,d6-5=48mm

③ 取安装齿轮处的轴段d6-5=48mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为65mm,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L6-5=63mm. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,取d5-4=56mm.轴环宽度b?1.4h,取b=6mm.

④ .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与下一段轴端的距离L=20mm.

⑤ 还需考虑齿轮距箱体内壁之距离a,两圆柱齿轮间的距离c.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,,以及滚动轴承宽度T, 高速齿轮轮毂长L,确定 L4-3=64mm,L2-1=56mm d4-3=52mm,d2-1=35mm

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

5. 求轴上的载荷以及轴承寿命的校核

18

1. 高速轴承寿命的校核

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做为简支梁的轴的支承跨距.

T1=26Nm Ft=1247N Fr=467.36N Fa=306.29N

L1=138mm L2=60.5mm 如上图 根据力平衡以及转矩平衡可得 Fr1v=171N Fr2v=296N Fr1H=337N Fr2H=880N 所以Fr1=404.5N Fr2=959N 查表得 e =0.37

Fd1=0.37Fr1=150N Fd2=0.37Fr2=343.7N Fd2+Fa>Fd1

所以 Fa1=649.7N Fa2=343.7N Fa1/Fr1=0.4266>e Fa2/Fr2=e

所以X1=0.4 Y1=1.6 X2=1 Y2=0 查表得fp=1..5 W=10/3 P=fp(XFr+YFa)

代入数据得 P1=1321N P2=1022N P1>P2 查表的C=32.8KN

Lh=106/60n(C/P1)W=107.68年 > 15年 轴承合格

在齿轮处 MH和MV最大

MH=44787.3Nmm M=29112.05Nmm M=53417.35Nmm

查表得 ?=0.6 W=1617.91 ?ca?34.40?70 强度校核合格

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2 中间轴的校核

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做为简支梁的轴的支承跨距.

如图Fr1v=778.35N Fr2v=182N

Fr1H=2178.83N Fr2H=1827.38N Fr1=2313.65N Fr2=1836.42N 查表得e=0.37

Fd1=0.37Fr1=856.06N Fd2=679.48N Fd2+Fa'>Fd1+Fa

所以Fa1=1064.19N Fa2=679.48N,向左压紧 Fa1/Fr1>e Fa2/Fr2=e

所以X1=0.4 Y1=1.6 X2=1 Y=0 查表得fp=1.1 ?=10/3 P=fp(XFr+YFa)

代入数据得 P1=2890.99N P2=2020.06N P1>P2 查表的C=41.2KN

Lh=106/60n(C/P1)?=60年 >15年 轴承寿命合格

抗弯扭合成应力校核 根据上图 画出轴的载荷分析图

20

查《机械设计手册》22?112

选取HL1型弹性套柱销联轴器其公称转矩为160Nm 四. 设计小结

通过这次的课程设计我更加深入的学习到了各种机械类课程的知识，在实践中摸索求真，用我们自己的手段来达到设计的要求，并通过各类数据的选择达到了各具特色的设计结果，

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础，另一方面有提高的我的电脑绘图的能力。 。

五. 参考资料: 1.《机械设计》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编着。高等教育出版社 2.《机械原理》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编着。高等教育出版社 3.《现代工程图学教程》 湖北科学技术出版社。 4.《机械零件设计手册》 国防工业出版社 5.《机械设计手册》 机械工业出版社

31

6.《实用轴承手册》 辽宁科学技术出版社 7.《机械课程设计指导书》 第二版

其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。

32

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