两级展开式圆柱齿轮减速器减速器课程设计说明书.docx
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两级展开式圆柱齿轮减速器减速器课程设计说明书
机械设计（论文）说明书
题目：
带式运输机用两级圆柱齿轮减速器
系别：
专业：
学生姓名：
学号：
指导教师：
职称：
二零一四年七月四日
第一部分课程设计任务书-------------------------------3
第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3
第三部分电动机的选择--------------------------------4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7
第五部分齿轮的设计----------------------------------8
第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17
第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20
第八部分轴承的选择及校核计算-------------------------22
第九部分减速器及其附件的设计----------------------------------24
第十部分润滑与密封----------------------------------24
设计小结--------------------------------------------25
参考文献--------------------------------------------25
第一部分课程设计任务书
一、设计课题：
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失）,减速器小批量生产,使用期限4年（300天/年）,3班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
二.设计要求:
1.减速器装配图一张（A1或A0）。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3或A2）。
3.设计说明书一份。
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.设计链和链轮
6.齿轮的设计
7.滚动轴承和传动轴的设计
8.键联接设计
9.箱体结构设计
10.润滑密封设计
11.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
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，将链轮设置在低速级。
其传动方案如下：
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。
选择链传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η23η32η4η5=0.99×0.983×0.972×0.96×0.96=0.81
η1为联轴器的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为链传动的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度v:
v=0.52m/s
工作机的功率pw:
pw=
1.82KW
电动机所需工作功率为:
pd=
2.25KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
30r/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i1=2~6，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=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）×24.8=396~5952r/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Y132M-8-2.2的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=750r/min，同步转速750r/min。
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=750/30=25
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
减速器传动比为:
i=25
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=
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
nI=nm=750=750r/min
nII=nI/i12=750/5=150r/min
nIII=nII/i23=150/5=30r/min
（2）各轴输入功率:
PI=Pd×η1=2.2×0.99=2.18KW
PII=PI×η2⋅η3=2.18×0.98×0.97=2.07KW
PIII=PII×η2⋅η3=2.07×0.98×0.97=1.97KW
则各轴的输出功率：
PI'=PI×0.98=2.18KW
PII'=PII×0.98=2.07KW
PIII'=PIII×0.98=1.97KW
（3）各轴输入转矩:
TI=Td×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
28Nm
所以：
TI=Td×η1=28×0.99=27.7Nm
TII=TI×i12×η2⋅η3=27.7×5×0.98×0.97=135.7Nm
TIII=TII×i23×η2⋅η3=168.5×4.69×0.98×0.97=645Nm
输出转矩为：
TI'=TI×0.98=27.7Nm
TII'=TII×0.98=135.7Nm
TIII'=TIII×0.98=645Nm
第五部分齿轮的设计
（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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1）材料：
高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：
225~255HBW。
取小齿齿数：
Z1=19，则：
Z2=i12×Z1=5×19=95取：
Z2=95
2）初选螺旋角:
β=10.350。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
确定各参数的值:
1）试选Kt=2.5
2）T1=27.7Nm
3）选取齿宽系数ψd=1
4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42
6）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/19+1/122）]×cos10.650=2.83
7）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×19×tan10.350=1.1
8）由式8-19得:
Zε=
=
=
=0.781
9）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.98
10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11）计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×2930×1×8×300×2×8=6.75×109
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=6.75×109/3.99=1.69×109
12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.84,KHN2=0.88
13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.84×650=546MPa
[σH]2=
=0.88×530=466.4MPa
许用接触应力:
[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（546+466.4）/2=506.2MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=43mm
4修正计算结果：
1）确定模数：
mn=
=
=2.9mm
取为标准值:
3mm。
2）中心距：
a=
=
=174mm
3）螺旋角：
β=arccos
=
=10.650
4）计算齿轮参数：
d1=
=
=58mm
d2=
=
=290mm
b=φd×d1=57mm
b圆整为整数为：
b=57mm。
5）计算圆周速度v:
v=
=
=2.27m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6）同前，ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.42。
7）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/19+1/95）]×cos10.650=1.641
8）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×19×tan10.650=1.86
9）εγ=εα+εβ=3.501
10）同前，取:
εβ=1
Zε=
=
=
=0.781
15）由式8-17得：
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos10.35cos20/cos20.6=0.97
16）由表8-3得：
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.641/0.972=1.74
17）由表8-4得：
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.36
18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.74×1.36=2.6
19）计算d1：
d1≥
=
=46.6mm
实际d1=57>46.6所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度：
（1）确定公式内各计算数值：
1）当量齿数：
ZV1=Z1/cos3β=19/cos310.350=24.4
ZV2=Z2/cos3β=122/cos310.350=97.5
2）
εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ
=[1.88-3.2×（1/24.4+1/97.5）]×cos10.650=1.658
3）由式8-25得重合度系数：
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68
4）由图8-26和εβ=1.86查得螺旋角系数Yβ=0.87
5）
=
=3.14
前已求得:
KHα=1.74<3.14，故取：
KFα=1.74
6）
=
=
=10.13
且前已求得:
KHβ=1.36，由图8-12查得：
KFβ=1.33
7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.74×1.33=2.55
8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:
YFa1=2.63YFa2=2.21
应力校正系数:
YSa1=1.59YSa2=1.8
9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa
10）同例8-2：
小齿轮应力循环次数:
N1=6.75×109
大齿轮应力循环次数:
N2=1.69×109
11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1=0.8KFN2=0.84
大齿轮数值大选用。
（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
=
=1.39mm
1.39≤2.5所以强度足够。
（3）各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1=58mm
d2=290mm
b=ψd×d1=57mm
b圆整为整数为：
b=57mm
圆整的大小齿轮宽度为：
b1=62mmb2=57mm
中心距：
a=174mm，模数：
m=3mm
（二）低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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1）材料：
高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：
225~255HBW。
取小齿齿数：
Z1=19，则：
Z2=i12×Z1=5×19=95取：
Z2=95
2）初选螺旋角:
β=10.650。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
确定各参数的值:
1）试选Kt=2.5
2）T1=27.7Nm
3）选取齿宽系数ψd=1
4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42
6）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/19+1/95）]×cos10.650=2.83
7）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×19×tan10.690=1.1
8）由式8-19得:
Zε=
=
=
=0.781
9）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.98
10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11）计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×2930×1×8×300×2×8=6.75×109
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=6.75×109/3.99=1.69×109
12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.84,KHN2=0.88
13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.84×650=546MPa
[σH]2=
=0.88×530=466.4MPa
许用接触应力:
[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（546+466.4）/2=506.2MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=48.38mm
4修正计算结果：
1）确定模数：
mn=
=
=2.9mm
取为标准值:
3mm。
2）中心距：
a=
=
=174mm
3）螺旋角：
β=arccos
=
=10.650
4）计算齿轮参数：
d1=
=
=58mm
d2=
=
=290mm
b=φd×d1=57mm
b圆整为整数为：
b=57mm。
5）计算圆周速度v:
v=
=
=0.09m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6）同前，ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.42。
7）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/19+1/95）]×cos10.650=1.641
8）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×19×tan10.650=1.86
9）εγ=εα+εβ=3.501
10）同前，取:
εβ=1
Zε=
=
=
=0.781
15）由式8-17得：
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos10.94cos20/cos20.6=0.97
16）由表8-3得：
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.641/0.972=1.74
17）由表8-4得：
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.36
18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.74×1.36=2.6
19）计算d1：
d1≥
=
=46.6mm
实际d1=57>46.6所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度：
（1）确定公式内各计算数值：
1）当量齿数：
ZV1=Z1/cos3β=19/cos310.650=24.4
ZV2=Z2/cos3β=95/cos310.650=97.5
2）
εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ
=[1.88-3.2×（1/24.4+1/97.5）]×cos14.90=1.658
3）由式8-25得重合度系数：
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68
4）由图8-26和εβ=1.86查得螺旋角系数Yβ=0.87
5）
=
=3.14
前已求得:
KHα=1.74<3.14，故取：
KFα=1.74
6）
=
=
=10.13
且前已求得:
KHβ=1.36，由图8-12查得：
KFβ=1.33
7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.74×1.33=2.55
8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:
YFa1=2.63YFa2=2.21
应力校正系数:
YSa1=1.59YSa2=1.8
9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa
10）同例8-2：
小齿轮应力循环次数:
N1=6.75×109
大齿轮应力循环次数:
N2=1.69×109
11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1=0.8KFN2=0.84
大齿轮数值大选用。
（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
=
=1.39mm
1.39≤2.5所以强度足够。
（3）各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1=58mm
d2=290mm
b=ψd×d1=57mm
b圆整为整数为：
b=57mm
圆整的大小齿轮宽度为：
b1=62mmb2=57mm
中心距：
a=174mm，模数：
m=3mm
第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=2.2KWn1=750r/minT1=27.7Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1=58mm
则:
Ft=
=
=1154.6N
Fr=Ft×
=1154.6×
=428.8N
Fa=Fttanβ=1154.6×tan10.650=222.8N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=112，得：
dmin=A0×
=112×
=16mm
输入轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:
Tca=KAT1，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:
KA=1.2，则:
Tca=KAT1=1.2×28=33.6Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:
LT4型，其尺寸为：
内孔直径20mm，轴孔长度38mm，则：
d12=20mm，为保证联轴器定位可靠取：
l12=36mm。
半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：
D=30mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：
d23=23mm。
大带轮右端距箱体壁距离为20，取:
l23=35mm。
l67=s+a=10+8=18mm
l45=b3+c+a+s=82+12+10+8=112mm
l78=T=16.25mm
5轴的受力分析和校核:
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据30205圆锥滚子轴承查手册得a=13.5mm
齿宽中点距左支点距离L2=（B1/2+16.25+112-13.5）mm=145.8mm
齿宽中点距右支点距离L3=（B1/2+18+16.25-13.5）mm=51.8mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1=
=
=297.1N
FNH2=
=
=836.2N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1=
=
=155.4N
FNV2=
=
=-271.4N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH=FNH1L2=297.1×145.8Nmm=43317Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1=FNV1L2=155.4×145.8Nmm=22657Nmm
MV2=FNV2L3=-271.4×51.8Nmm=-14059Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1=
=48885Nmm
M2=
=45541Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：
计算W时，忽略单键槽的影响）。
轴的弯扭受力图如下：
II轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P2=2.07KWn2=150r/minT2=135.7Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1=58mm
则:
Ft=
=
=6973N
Fr=Ft×
=6973×
=2589N
Fa=Fttanβ=2589×tan10.650=500N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=
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