二级斜齿输入联轴器输出链轮F0 V1 D440 10X1解读.docx
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二级斜齿输入联轴器输出链轮F0V1D44010X1解读
机械设计减速器设计说明书
系别：
专业：
学生姓名：
学号：
指导教师：
职称：
目录
第一部分设计任务书..............................................4
第二部分传动装置总体设计方案.....................................5
第三部分电动机的选择............................................5
3.1电动机的选择............................................5
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6
第四部分计算传动装置的运动和动力参数.............................7
第五部分齿轮传动的设计..........................................8
5.1高速级齿轮传动的设计计算.................................9
5.2低速级齿轮传动的设计计算................................16
第六部分链传动和链轮的设计.....................................23
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................24
7.1输入轴的设计...........................................24
7.2中间轴的设计...........................................29
7.3输出轴的设计...........................................35
第八部分键联接的选择及校核计算..................................42
8.1输入轴键选择与校核......................................42
8.2中间轴键选择与校核......................................42
8.3输出轴键选择与校核......................................42
第九部分轴承的选择及校核计算....................................43
9.1输入轴的轴承计算与校核...................................43
9.2中间轴的轴承计算与校核...................................44
9.3输出轴的轴承计算与校核...................................44
第十部分联轴器的选择............................................45
第十一部分减速器的润滑和密封.....................................46
11.1减速器的润滑............................................46
11.2减速器的密封............................................47
第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸............................47
设计小结.........................................................49
参考文献.........................................................50
第一部分设计任务书
一、初始数据
设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=20000N，V=1m/s，D=440mm，设计年限（寿命）：
10年，每天工作班制（8小时/班）：
1班制，每年工作天数：
300天，三相交流电源,电压380/220V。
二.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.链传动和链轮的设计
7.轴的设计
8.滚动轴承和传动轴的设计
9.键联接设计
10.箱体结构设计
11.润滑密封设计
12.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
一.传动方案特点
1.组成：
传动装置由电机、减速器、链传动和工作机组成。
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：
选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-链传动-工作机。
二.计算传动装置总效率
ηa=η1η24η32η4η5=0.99×0.994×0.972×0.96×0.96=0.825
η1为联轴器的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮传动的效率,η4为链传动的效率，η5为工作装置的效率。
第三部分电动机的选择
3.1电动机的选择
圆周速度v:
v=1m/s
工作机的功率pw:
pw=
20KW
电动机所需工作功率为:
pd=
24.24KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
43.4r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比范围为i0=2~6，二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~240，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（16×240）×43.4=694.4~10416r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y200L-4的三相异步电动机，额定功率为30KW,满载转速nm=1470r/min，同步转速1500r/min。
电动机主要外形尺寸：
中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
200mm
775×475
318×305
19mm
55×110
16×49
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比
（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:
ia=nm/n=1470/43.4=33.87
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0,i1分别为链传动和减速器的传动比。
为使链传动外廓尺寸不致过大，选取i0=2.5，则减速器传动比为:
i=ia/i0=33.87/2.5=13.5
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
3.22
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
输入轴：
nI=nm=1470=1470r/min
中间轴：
nII=nI/i12=1470/4.19=350.84r/min
输出轴：
nIII=nII/i23=350.84/3.22=108.96r/min
小链轮轴：
nIV=nIII=108.96r/min
（2）各轴输入功率:
输入轴：
PI=Pd×η3=24.24×0.99=24KW
中间轴：
PII=PI×η1⋅η2=24×0.99×0.97=23.05KW
输出轴：
PIII=PII×η1⋅η2=23.05×0.99×0.97=22.13KW
小链轮轴：
PIV=PIII×η2=22.13×0.99=21.91KW
则各轴的输出功率：
输入轴：
PI'=PI×0.99=23.76KW
中间轴：
PII'=PII×0.99=22.82KW
中间轴：
PIII'=PIII×0.99=21.91KW
小链轮轴：
PIV'=PIV×0.99=21.69KW
（3）各轴输入转矩:
输入轴：
TI=Td×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
157.48Nm
所以：
输入轴：
TI=Td×η1=157.48×0.99=155.91Nm
中间轴：
TII=TI×i12×η2×η3=155.91×4.19×0.99×0.97=627.33Nm
输出轴：
TIII=TII×i23×η2×η3=627.33×3.22×0.99×0.97=1939.81Nm
小链轮轴：
TIV=TIII×η2=1939.81⋅0.99=1920.41Nμ
输出转矩为：
输入轴：
TI'=TI×0.99=154.35Nm
中间轴：
TII'=TII×0.99=621.06Nm
输出轴：
TIII'=TIII×0.99=1920.41Nm
小链轮轴：
TIV'=TIV×0.99=1901.21Nm
第五部分齿轮传动的设计
5.1高速级齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=23×4.19=96.37，取z2=96。
（4）初选螺旋角β=13°。
（5）压力角α=20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
1）确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩
T1=155.91N/m
③选取齿宽系数φd=1。
④由图查取区域系数ZH=2.45。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20°/cos13°）=20.482°
αat1=arccos[z1cosαt/（z1+2han*cosβ）]
=arccos[23×cos20.482°/（23+2×1×cos13°）]=30.285°
αat2=arccos[z2cosαt/（z2+2han*cosβ）]
=arccos[96×cos20.482°/（96+2×1×cos13°）]=23.347°
端面重合度：
εα=[z1（tanαat1-tanαt）+z2（tanαat2-tanαt）]/2π
=[23×（tan30.285°-tan20.482°）+96×（tan23.347°-tan20.482°）]/2π=1.658
轴向重合度：
εβ=φdz1tanβ/π=1×23×tan（13°）/π=1.69
重合度系数：
Zε=
=
=0.693
⑦由式可得螺旋角系数
Zβ=
=
=0.987
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×1470×1×10×300×1×8=2.12×109
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=2.12×109/4.19=5.05×108
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.87、KHN2=0.9。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=
=522MPa
[σH]2=
=
=495MPa
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=495MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
=
=59.184mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v=
=
=4.55m/s
②齿宽b
b=
=
=59.184mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA=1.25。
②根据v=4.55m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.18。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1/d1t=2×1000×155.91/59.184=5268.654N
KAFt1/b=1.25×5268.654/59.184=111.28N/mm>100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.4。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.456。
则载荷系数为：
KH=KAKVKHαKHβ=1.25×1.18×1.4×1.456=3.007
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1=
=59.184×
=78.271mm
及相应的齿轮模数
mn=d1cosβ/z1=78.271×cos13°/23=3.316mm
模数取为标准值m=3mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=
=
=183.19mm
中心距圆整为a=185mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=
=
=15.241°
即：
β=15°14′28″
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=
=
=71.513mm
d2=
=
=298.488mm
（4）计算齿轮宽度
b=σd×d1=1×71.513=71.513mm
取b2=72mm、b1=77mm。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
σF=
≤[σF]
1）确定公式中各参数值
①计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3β=23/cos315.241°=25.605
ZV2=Z2/cos3β=96/cos315.241°=106.874
②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε
基圆螺旋角：
βb=arctan（tanβcosαt）=arctan（tan15.241°×cos20.482°）=14.319°
当量齿轮重合度：
εαv=εα/cos2βb=1.658/cos214.319°=1.766
轴面重合度：
εβ=φdz1tanβ/π=1×23×tan15.241°/π=1.995
重合度系数：
Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.766=0.675
③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ
Yβ=1-εβ
=1-1.995×
=0.747
④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.61YFa2=2.17
YSa1=1.61YSa2=1.83
⑤计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFα=1.4
根据KHβ=1.456，结合b/h=10.67查图得KFβ=1.426
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1.25×1.18×1.4×1.426=2.945
⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83、KFN2=0.85
取安全系数S=1.4，得
[σF]1=
=
=296.43MPa
[σF]2=
=
=230.71MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=
=
=126.821MPa≤[σF]1
σF2=
=
=119.85MPa≤[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z1=23、z2=96，模数m=3mm，压力角α=20°，螺旋角β=15.241°=15°14′28″，中心距a=185mm，齿宽b1=77mm、b2=72mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m
3mm
3mm
齿数z
23
96
螺旋角β
左15°14′28″
右15°14′28″
齿宽b
77mm
72mm
分度圆直径d
71.513mm
298.488mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
3mm
3mm
齿根高hf
m×（ha+c）
3.75mm
3.75mm
全齿高h
ha+hf
6.75mm
6.75mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
77.513mm
304.488mm
齿根圆直径df
d-2×hf
64.013mm
290.988mm
5.2低速级齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4=24×3.22=77.28，取z4=77。
（4）初选螺旋角β=13°。
（5）压力角α=20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
1）确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩
T2=627.33N/m
③选取齿宽系数φd=1。
④由图查取区域系数ZH=2.45。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20°/cos13°）=20.482°
αat1=arccos[z3cosαt/（z3+2han*cosβ）]
=arccos[24×cos20.482°/（24+2×1×cos13°）]=29.963°
αat2=arccos[z4cosαt/（z4+2han*cosβ）]
=arccos[77×cos20.482°/（77+2×1×cos13°）]=23.988°
端面重合度：
εα=[z3（tanαat1-tanαt）+z4（tanαat2-tanαt）]/2π
=[24×（tan29.963°-tan20.482°）+77×（tan23.988°-tan20.482°）]/2π=1.65
轴向重合度：
εβ=φdz3tanβ/π=1×24×tan（13°）/π=1.764
重合度系数：
Zε=
=
=0.686
⑦由式可得螺旋角系数
Zβ=
=
=0.987
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N3=60nkth=60×350.84×1×10×300×1×8=5.05×108
大齿轮应力循环次数：
N4=60nkth=N1/u=5.05×108/3.22=1.57×108
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.9、KHN2=0.92。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=
=540MPa
[σH]2=
=
=506MPa
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=506MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
=
=93.888mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v=
=
=1.72m/s
②齿宽b
b=
=
=93.888mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA=1.25。
②根据v=1.72m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.1。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T2/d1t=2×1000×627.33/93.888=13363.369N
KAFt1/b=1.25×13363.369/93.888=177.92N/mm>100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.4。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.468。
则载荷系数为：
KH=KAKVKHαKHβ=1.25×1.1×1.4×1.468=2.826
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1=
=93.888×
=121.624mm
及相应的齿轮模数
mn=d1cosβ/z3=121.624×cos13°/24=4.938mm
模数取为标准值m=4.5mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=
=
=233.221mm
中心距圆整为a=235mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=
=
=14.763°
即：
β=14°45′47″
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=
=
=111.683mm
d2=
=
=358.317mm
（4）计算齿轮宽度
b=φd×d1=1×111.683=111.683mm
取b2=112mm、b1=117mm。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
σF=
≤[σF]
1）确定公式中各参数值
①计算当量齿数
ZV3=Z3/cos3β=24/cos314.763°=26.54
ZV4=Z4/cos3β=77/cos314.763°=85.15
②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε
基圆螺旋角：
βb=arctan（tanβcosαt）=arctan（tan14.763°×cos20.482°）=13.868°
当量齿轮重合度：
εαv=εα/cos2βb=1.65/cos213.868°=1.75
轴面重合度：
εβ=φdz3tanβ/π=1×24×tan14.763°/π=2.013
重合度系数：
Yε=0.25+0.75/εαv=0
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