二级圆柱齿轮减速器

机械设计《课程设计》

姓名：宫梦雷

专业：机械设计制造及其自动化

学号：20906071015

指导老师：褚园

§1设计任务 1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。 2、原始数据 输送带的有效拉力 F=3200N 输送带的工作速度 v=1.3ms 输送带的滚桶直径 d=300mm 3、工作条件 两班制工作，空载启动。载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环 境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。 第二章 传动系统方案的总体设计 一、带式输送机传动系统方案如下图所示 皮带轮 4 联轴器 21 3 0 电动机 §1电动机的选择 1．电动机容量选择 Pw=4.16 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 Pw=FV/1000=4.16kw 设： 轴——一对流滚动轴承效率。 轴=0.99 第一章 设计任务书 计 算 及 说 明 结 果

01——为齿式联轴器的效率。 01=0.99 齿——为8级齿轮传动的效率。 齿=0.97 筒——输送机滚筒效率。 筒=0.96 估算传动系统的总效率： 24201轴齿筒0.9920.9940.9720.960.86 0.86 Pr=4.83kw 工作机所需的电动机攻率为：Pr= Pw/η=4.16/0.86=4.83kw Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。pmpr,因此综合应选电动机额定功率Pm=5kw 2、电动机的转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 60v601.55nw82.8rmin D3003.14方案比较 方案号 型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 Pm=5kw nw82.8rmin Ⅰ Y160M—4 11.0KW 1500 1460 24.31 Ⅱ Y160L—6 11.0KW 1000 970 16.01 通过两种方案比较可以看出：方案Ⅱ选用电动机的总传动比为15.99， 适合于二级减速传动，故选方案Ⅱ较为合理。Y160L——6型三相异步电动 机额定功率为11.0kw，满载转速为970r/min,电动机中心高H=160mm， 轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mm、E=110mm §2传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比： nim144017.39 nw82.8 i17.39i121.3i1.317.394.75 i23i124.753.66 i17.39 传动系统各传动比为： i124.75 i233.66 计 算 及 说 明 结 果

i011,i124.75,i233.66,i41 §3 传动系统的运动和动力学参数设计 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下： 0轴——电动机轴 n01440rmin P0 =Pr=4.83kw T0=9550P0/n0=9550*4.83/1440=32.03N·m 1轴——减速器中间轴 n1n01440rmin i014.83*0.99=4.78kw 32.03*1*0.99=31.71 N·m 2轴——减速器中间轴 n2n11440303rmin i124.75 32.03=4.78*0.96=4.59kw 141.68 N·m 3轴——减速器低速轴 n3n230382.79rmin i233.66=4.59*0.96=4.41kw =141.68*3.66*0.96=497.81 N·m 4轴——工作机 n4n382.79rmin =4.41*0.98=4.32kw =497.81*1*0.98=487.85 N·m 计 算 及 说 明 结 果

电动机 减速器 工作机 轴号 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速 1440 1440 303 82.79 82.79 各参数如左功率 4.83 4.78 4.59 4.41 4.32 图所示 转矩 32.03 31.71 141.68 497.81 487.85 联接、传动件 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 1 4.75 3.66 1 传动效率 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 (单位：nrmin； P——kW; T——Nm) 第三章 高速级齿轮设计 一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-88） 3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS， 二者材料硬差为40HBS。 4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.75×17=79.75 取Z2=80。 5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140 §1按齿面强度设计 2ktT1u1ZHZE2 即：d1t3() dauH 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt=1.6 （2） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433 0.725;a20.87 （3） 由文献【一】图10-30得：a1 aa1a21.595 （4） 计算小齿轮传递的转矩 5T195.510×P1/n1=95.5×10×4.78/1440=3.2×10 N·m T1=3.2103Nm ×计 算 及 说 明 结 果

(5) 文献【一】表10-7得： d1 12(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数ZE1.6MPa (7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的疲劳强度极限Hlim2550MPa。 (8)设每年工作时间按300天计算 N160n1jLH609701(2830010)2.7965109 N22.79651094.560.61109 (9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN10.91;KHN20.95 (10)疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1。 KHN1Hlim10.9600MPa0MPa SKHlim2[H]2HN20.95550MPa465.02MPa S[][H]2[H]H1502.51MPa 22)计算 (1)小齿轮分度圆直径d1t 由计算得：dlt≥45.86 [H]1 dlt≥45.86 (2)计算圆周的速度： (3)计算齿宽b及模数mnt 1*48.86=45.86mm ；计算得v=3.46m/s v=3.46m/s mnt=2.62 ;得模数mnt=2.62 计 算 及 说 明 结 果

h=2.25mnt=mm=5.mm b/h=45.86/5.=7.79 (4)计算重合度 0.318dZ1tan0.318117tan1401.35 (5)计算载荷系数K 根据v=3.46m/s、7级精度，查相关文献得；动载系数： Kv=1.10；KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4 KKAKVKHaKH11.11.41.412.17 (6)按实际的载荷系数校正所算得的 d1d1t3k35.8332.17mm39.66mm kt1.6(7)计算模数Mn K2.17mm d139.66mm d1cos39.66cos140 mnmm2.26mm Z1172kT1Ycos2YFaYSa§2 按齿根弯曲强度设计： mn3 dZ12[F]mn2.26mm 1）确定计算参数 (1)计算载荷系数 KKAKVKHaKF11.101.41.32.002 (2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得Y0. K2.002mm Z11718.61 (3)计算当量齿数：Zv1cos3cos3140 Zv2Z28087.58 330coscos14Zv118.61mm (4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFa12.97;YFa22.22 (5)查取应力校正系数，由表10-6得：YSa11.52;Ysa21.77 (6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa Zv287.58mm 计 算 及 说 明 结 果

大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa. (7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4 K0.85500[F]1FN1FE1MPa303.57MPa s1.4K0.88380[F]2FN2FE2MPa238.86MPa s1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。 YFa1ySa12.971.520.01487 [F]1303.57YFa2ySa22.221.770.015 大齿轮的数值大 [F]2238.86２)设计计算 由以上各数据得mn≥1.84 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，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=39.66mm来计算应有的齿数。于是由 mn≥1.84 d1cos66.62cos140Z125.86 取Z119 mn2.5则Z2Z1i12194.7591 ４)几何尺寸计算 (ZZ2)mn(1991)2１)计算中心距a1113 02cos2cos14将中心距圆整为113mm 2)按圆整后中心距修正螺旋角 Z119 Z291 a113mm 计 算 及 说 明 结 果

(ZZ2)mn(1991)2arccos1arccos13.230 2a2185 13.230 因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正 ３)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1Z1mnZ2mn19291239mmd187mm 2coscos13.230coscos13.230d139mmd2187mm B170mm B265mm ４)计算齿轮宽度 bdd1139mm39mm 圆整后取B240mm;B145mm 5)结构设计 第四章 低速级齿轮设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器，速度高，故用7级精度（GB10095-88） 3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBS。 4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.66×17=62 取Z2=62。 5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140 §1按齿面强度设计 即：d1t32ktT1u1ZHZE2() dauH2） 确定公式内的各计算数值 （5） 试选Kt=1.6 （6） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433 a10.725;a20.（7） 由文献【一】图10-30得： aa1a21.615计 算 及 说 明 结 果

(4)计算小齿轮传递的转矩 T1T295.5105×P2/n2=95.5×10×4.59/1440=30.4503×10Nm (5) 文献【一】表10-7得： 25.0767104Nm d1 12(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数ZE1.6MPa (7)由图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Hlim2550MPa。 (8)设每年工作时间按300天计算 N160n2jLH60212.721(2830010)0.61109 N20.611093.510.17109 (9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95;KHN20.96 (10)疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1。 KHlim1[H]1HN10.95600MPa570MPa SKHlim2[H]2HN20.96550MPa528MPa S[][H]2[H]H19MPa 22)计算 (1)小齿轮分度圆直径d1t 421.6114.39103.6612.4331.82d1t3()60.19mm 11.6153.669d1t60.19mm (2)计算圆周的速度：vd1tn160100060.19303601000v0.95m s 0.95m s(3)计算齿宽b及模数mntbdd1t160.19mm60.19mm 计 算 及 说 明 结 果

d1tcos60.19cos140mnt3.435mm Z117H=2.25mnt=7.7mm b/h=60.19/7.7=7.8 (4)计算重合度 mnt3.435mm H=7.7mm K2.18 0.318dZ1tan0.318117tan1401.35 (5)计算载荷系数K 根据v=1m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4 KKAKVKHaKH10.71.41.422.18 (6)按实际的载荷系数校正所算得的 d1d1t3k60.1932.18mm66.73mm kt1.6(7)计算模数Mn d166.73mm d1cos66.73cos140 mnmm3.8mm Z1172kT2Ycos2YFaYSa§2按齿根弯曲强度设计： mn3 2dZ1[F]mn3.8mm K2.002 1）确定计算参数 (1)计算载荷系数 KKAKVKHaKF10.71.41.332.002 (2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.87 (3)计算当量齿数：Zv1Z11718.61 330coscos14Zv118.61 Zv2Z26267.87 cos3cos3140Zv267.87 计 算 及 说 明 结 果

(4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFa12.;YFa22.258 (5)查取应力校正系数，由表10-6得：YSa11.558;Ysa21.74 (6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa. (7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4 K0.85500[F]1FN1FE1MPa303.57MPa s1.4K0.88380[F]2FN2FE2MPa238.86MPa s1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。 FE1=500MPa YFa1ySa12.8821.5320.014 [F]1303.57YFa2ySa22.2601.7200.014 大齿轮的数值大 [F]2238.86２)设计计算 32022.002114.39100.87cos14mn30.014mm2.3mm 21171.615 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，取Mn=3mm,已可满足弯曲强度。但为了 同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径 d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由 mn2.3mmd1cos60.19cos140Z119.46 mn3 取Z119则Z2Z1i12193.6671 Z119 Z271 计 算 及 说 明 结 果

４.几何尺寸计算 １)计算中心距a(Z1Z2)mn(1971)3139 02cos2cos14 a139mm 将中心距圆整为139mm 2)按圆整后中心距修正螺旋角 13.780 arccos(Z1Z2)mn(1971)3arccos13.780 2a2139因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正 ３)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1Z1mnZ2mn19371358.76mmd219.59mm 2coscos13.780coscos13.780d158.76mm ４)计算齿轮宽度 d2219.59mm bdd1158.76mm58.76mm 圆整后取： B165mmB260mm B260mm;B165mm §3结构设计 1、参考文献【一】第228页图10-39 2、以大齿轮为例在3号图纸上绘图 3、图示可参考附录【一】

§4 斜齿轮各参数的确定

符名称 号 螺旋角 法面模数 端面模数 法面压力角 端面压力角 法面齿距 端面齿距 法面齿顶高系数 法面顶隙系数 法面基圆齿距 齿顶高 齿根高 法面齿厚 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆直径 高速1齿 高速2齿 低速1齿 低速2齿  mn mt 13.40 2.5 2.57 200 20.50 7.85 8.70 1 0.25 7.38 2.5 3.125 3.925 71.82 60.57 66.82 13.40 2.5 2.57 200 20.50 7.85 8.70 1 0.25 7.38 2.5 3.125 3.925 308.26 297.01 303.26 14.250 3 3.09 200 20.60 9.42 9.72 1 0.25 8.85 3 3.75 4.71 92.52 79.52 86.52 14.250 3 3.09 200 20.60 9.42 9.72 1 0.25 8.85 3 3.75 4.71 308.82 295.82 302.82 n t pn pt * han* cnpbn ha hf st da df d

基圆直径 db 62.59 284.06 80.99 283.46 第五章 各轴设计方案 1．轴的设计 轴的布置如下图：

1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。 选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献【二】表15-3取A0=112， §1 中间轴的设计及轴承的选取 于是得dminA03 直径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】附表E-2， 根据轴最小直径38.3mm，可选标准轴球轴承的安装直径为 40mm，即轴的直径为40mm，那么宽B=15mm.由文献【二】表 5-2得d2=49.75mm 考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm；考虑齿 轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证 p23.4819112338.3mm。输出轴的最小n282.79dmin38.3mm 党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。 lAB2(BCK)Sbl1bh1172mm 2lAB172mm lACBCKbh1248.5mm2 lBClABlAC123.5mmlBDB2CKbl1258.5mm2、受力分析（如下页图示） 2000T22000104.39Ft1N1002.42Nd21187tanntan200Fr1Ft11112.42457.43N0cos1cos13.23Fa1Ft1tan11112.42tan13.230287.6N2000T22000104.39Ft2N33Nd2258.76tanntan200Fr2Ft233539.16Ncos2cos13.780Fa2Ft2tan23839tan13.780947.5NlAC48.5mm lBC123.5mm lBD58.5mm Ft11112.42N Fr1457.43N Fa1287.6N Ft23839N Fr1539.16N Fa1947.5N

§2 中间轴的受力和弯矩图如下

Ft2Fa2yARAxCDFr2Fr1XRAyFt1lAcFa1lBC中间轴受力图xFt1ACDFt2BRAxRBx水平方向受力MACDB水平方直弯距图MD1MD2MC1MMC2ACDB合弯距图RBxBRByFa2yACDFr2BFr1RAyRByFa1垂直方向受力MACDB垂直方直弯距图TACDB扭距图

3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图 由轴的水平面的受力图可得： RAXRBXFt1lBCFt2lBD112.42123.5383958.5RAX2249.N N2249.N lAB167RBX2812.88N Ft1Ft2RAX112.4238392249.2812.88N MAXMBX0;MCXRAXlAC2249.48.5109102.69Nmm MDXRBXlBD1553.48Nmm 弯矩图如上图 MAX109102.69N MDX1553.48N 4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图 ddFa11Fr1lBCFa22Fr2lBD22RAylAB607303.26/2953162227786.52/2335569.5 219177.25NmmRAY177.25N RByFr2Fr1RAy941.5457.43177.25306.85Nmm MAyMBy0;MCY1RAYlAC8596.625Nmm MCY2RBYlBCFr2lCD21980.375NmmMDY1RAYlADFr1lCD17950.725Nmm RBY306.85N MAYMBY0 MAY8596.625Nmm MCY221980.375Nmm 轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。 5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。 22RARAXRAY2256.5N MDY117950.725Nmm RA2256.5N

RB=2829.57 (轴向力Fa1、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙 端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上) MAMB0 合弯矩 2222MC1MCXMCY269005.870098.62779.09Nmm 1大小 左侧 2222MC2MCXMCY269005.8(120441.1)294737.47Nmm 2所示 2222MD1MDXMDY469861.7272007.62916.3Nmm 1 2222MD2MDXMDY469861.781467.9476872.1Nmm 2 弯矩图如上图所示 6、轴的初步计算 经查资料轴的材料为45号钢调质处理b637MPa,[1]58.7MPa 2210MC(T) dC349.07mm [] 210MD(T)2 dD349.36mm [] 此处开有一个键槽时，直径增大4%，所以 dC51.03mm dD51.33mm 7、轴的结构设计 按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径： D=65mm dd(0.3~0.35)ac(0.3~0.35)11333.9~39.55mm 由文献【二】表5-1，取减速器中间轴的危险面直径d =65mm. 轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小) 8、键的选取： 由文献【二】附录G可得：b×h=18×11,轴:-0.043～0毂：±0.0215; 22RBRBXRBY2829.57N 深度：轴：7（0～0.2）,毂：4.4(0～0.2); 半径：r=0.25～0.40

§3 高速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。 选取轴的材料为45钢，调质处理。 由文献【二】表15-3 取A0=112，于是得 dmin23.5mm dminA03p28.87112323.5mm。 n2970输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。 2、初步选定联轴器和计算转矩： Tca=KAT1 由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×87330=113529Nmm 查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm；半联轴器的孔径d1=25;半联轴器长度L=62mm；毂孔长度L1=44mm。 由文献【二】表5-2得：d1=25 时， d2= d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm 3、选角接触球轴承 由文献【二】附表E-3可选7006C: d3=35mm, D=62mm, B=14mm 4、d4=d2+3.1×1.6=39.96; 取d4=40mm 5、键的选取 1）联轴器处键的选取 d1=25 d2= 30mm d3=35mm d4=40mm d5=46mm 由25可选bh87轴00。036毂0.0180.10。1深度:轴:4.00;毂:3.30 半径：r0.16~0.25mm;L36mm2)齿轮处键的选取 由40可选:bh1218轴:00。043;毂:0.02150.20。2深度:轴:5.00;毂:3.30 半径:r0.25~0.40mm;l636、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）

§4 低速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。 选取轴的材料为45钢，调质处理。 由文献【二】表15-3取A0=112，于是得 dminA03p28.18112357.45mm。 n260.60dmin57.4mm 输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。 2、联轴器的计算转矩： Tca=KAT3 由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×1200=1675700Nmm 查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000Nmm；半联轴器的孔径d1=60;半联轴器长度L=142mm；毂孔长度L1=107mm。 由文献【二】表5-2得：d1=60mm时， d2= d1+3.5c=60+3.5×2=67mm 3、选角接触球轴承 由文献【二】附表E-3可选7014C: d3=70mm, D=110mm, B=20mm 4、d4=74mm 5、键的选取 1）齿轮处键的选取 由80可选：bh2214;轴：N900。052；毂：s90.0260.20。2深度：轴：9.00;毂：5.40d1=60mm d2=67mm d3=70mm d4=84mm 半径：r0.4~0.6mm;L70mm2)联轴器处键的选取 由60可选:bh1811轴:N900。043;毂Js90.02150.20。2深度:轴:7.00;毂:4.40 半径:r0.25~0.40mm;L90mm6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二） §5 各轴图示与标注

高速级轴承

中间轴承

低速级轴承

【注】：上图为二级传速轴的示图和相应尺寸标注，单位：mm