机械设计（论文）说明书
题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器系别： XXX系
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目录
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 第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22 第九部分润滑与密封----------------------------------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：
设计两级展开式圆柱齿轮减速器,使用期限8年(300天/年),2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V带和带轮
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V带设置在高速级。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V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η23η32η4η5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,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=1.4m/s
工作机的功率p w:
p w= F×V
1000=
5500×1.4
1000= 7.7 KW
电动机所需工作功率为:
p d= p w
ηa
=
7.7
0.81= 9.51 KW
执行机构的曲柄转速为:
n = 60×1000V
π×D
=
60×1000×1.4
π×450
= 59.4 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二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i a=16~160，电动机转速的可选范围为n d = i a×n = (16×160)×59.4 = 950.4~9504r/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Y160M1-2的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速n m=2930r/min，同步转速3000r/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:
i a=n m/n=2930/59.4=49.3
（2）分配传动装置传动比:
i a=i0×i
式中i0,i1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=3，则减速器传动比为:
i=i a/i0=49.3/3=16.4
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12 = 1.3i = 1.3×16.4 = 4.62
则低速级的传动比为:
i23 =
i
i12=
16.4
4.62= 3.55
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
n I = n m/i0 = 2930/3 = 976.7 r/min
n II = n I/i12 = 976.7/4.62 = 211.4 r/min
n III = n II/i23 = 211.4/3.55 = 59.5 r/min
n IV = n III = 59.5 r/min
（2)各轴输入功率:
P I = P d×η1 = 9.51×0.96 = 9.13 KW
P II = P I×η2?η3 = 9.13×0.98×0.97 = 8.68 KW
P III = P II×η2?η3 = 8.68×0.98×0.97 = 8.25 KW
P IV = P III×η2?η4 = 8.25×0.98×0.99 = 8 KW
则各轴的输出功率：
P I' = P I×0.98 = 8.95 KW
P II' = P II×0.98 = 8.51 KW
P III' = P III×0.98 = 8.08 KW
P IV' = P IV×0.98 = 7.84 KW (3)各轴输入转矩:
T I = T d×i0×η1 电动机轴的输出转矩:
T d = 9550×
p d
n m = 9550×
9.51
2930= 31 Nm
所以：
T I = T d×i0×η1 = 31×3×0.96 = 89.3 Nm
T II = T I×i12×η2?η3 = 89.3×4.62×0.98×0.97 = 392.2 Nm
T III = T II×i23×η2?η3 = 392.2×3.55×0.98×0.97 = 1323.5 Nm T IV = T III×η2?η4 = 1323.5×0.98×0.99 = 1284.1 Nm
输出转矩为：
T I' = T I×0.98 = 87.5 Nm
T II' = T II×0.98 = 384.4 Nm
T III' = T III×0.98 = 1297 Nm
T IV' = T IV×0.98 = 1258.4 Nm
第五部分 V带的设计
1 选择普通V带型号
计算功率P c:
P c = K A P d = 1.1×9.51 = 10.46 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。
2 确定带轮的基准直径，并验算带速
取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：
d2 = n1×d1×(1-ε)/n2 = i0×d1×(1-ε)
= 3×100×(1-0.02) = 294 mm
由手册选取d2 = 300 mm。
带速验算：
V = n m×d1×π/(60×1000)
= 2930×100×π/(60×1000) = 15.33 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适。
3 确定带长和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(100+300)≤a0≤2×(100+300)
280≤a0≤800
初定中心距a0 = 540 mm，则带长为:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×540+π×(100+300)/2+(300-100)2/(4×540)=1727 mm 由表9-3选用L d = 1800 mm，确定实际中心距为：
a = a0+(L d-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm
4 验算小带轮上的包角α1:
α1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(300-100)×57.30/576.5
= 160.10>1200
5 确定带的根数：
Z = P c/((P0+?P0)×K L×Kα)
= 10.46/((2.11+0.37)?1.01?0.95) = 4.4
故要取Z = 5根A型V带。
6 计算轴上的压力：
由初拉力公式有：
F0 = 500×P c×(2.5/Kα-1)/(Z×V)+q×V2
= 500×10.46×(2.5/0.95-1)/(5×15.33)+0.10×15.332 = 134.8 N 作用在轴上的压力：
F Q = 2×Z×F0×sin(α1/2)
= 2×5×134.8×sin(160.1/2) = 1327.6 N
第六部分齿轮的设计
（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 = 25，则：
Z2 = i12×Z1 = 4.62×25 = 115.5取：Z2 = 116
2）初选螺旋角:β = 13.50。
2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
d1t≥ 32K
t T1
ψdεα
×
u±1
u×
?
?
?
?
?
Z H Z E
[σH]
2
确定各参数的值:
1) 试选K t = 1.6
2) T1 = 89.3 Nm
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Z E = 189.8MPa
5) 由图8-15查得节点区域系数Z H = 2.44
6) 由式8-3得：
εα = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ
= [1.88-3.2×(1/25+1/116)]×cos13.50 = 1.677
7) 由式8-4得：
εβ = 0.318ψd Z1tanβ = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91 8) 由式8-19得:
Zε = 4-ε
α
3?
?
?
?
?
1-ε
β+
ε
β
ε
α
=
1
ε
α
=
1
1.677= 0.772
9) 由式8-21得：
Zβ = cosβ= cos13.5 = 0.99
10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim2 = 530 MPa。
11) 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkt h = 60×976.7×1×8×300×2×8 = 2.25×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkt h = N1/u = 2.25×109/4.62 = 4.87×108
12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.87,K HN2 = 0.9
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 = K HN1σHlim1
S= 0.87×650 = 565.5 MPa
[σH]2 = K HN2σHlim2
S= 0.9×530 = 477 MPa
许用接触应力:
[σH] = ([σH]1+[σH]2)/2 = (565.5+477)/2 = 521.25 MPa 3 设计计算:
小齿轮的分度圆直径:d1t:
d1t≥32K
t T1
ψdεα
×
u±1
u×
?
?
?
?
?
Z H Z E
[σH]
2
= 32×1.6×89.3×1000
1×1.677
×
4.62+1
4.62×?
?
?
?
?
2.44×189.8
521.25
2
= 54.7 mm
4 修正计算结果： 1) 确定：
m n =
d1t cosβ
Z1=
54.7×cos13.50
25= 2.13 mm
取为标准值:2 mm。
2) 中心距：
a = ?
?
?
?
Z1+Z2m n
2cosβ
=
()
25+116×2
2×cos13.50
= 145 mm
3) 螺旋角：
β = arccos ?
?
?
?
Z1+Z2m n
2a= arccos
()
25+116×2
2×145
= 13.50
4) 计算齿轮参数：
d1 = Z1m n
cosβ
=
25×2
cos13.50
= 51 mm
d2 = Z2m n
cosβ
=
116×2
cos13.50
= 239 mm b = φd×d1 = 51 mm
b圆整为整数为：b = 51 mm。
5) 计算圆周速度v:
v =
πd1n1
60×1000
=
3.14×51×976.7
60×1000
= 2.61 m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6) 同前，Z E = 189.8MPa 。由图8-15查得节点区域系数为:Z H = 2.44。
7) 由式8-3得：
εα = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ
= [1.88-3.2×(1/25+1/116)]×cos13.50 = 1.677
8) 由式8-4得：
εβ = 0.318ψd Z1tanβ = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91
9) εγ = εα+εβ = 3.587
10) 同前，取:εβ = 1
Zε = 4-ε
α
3?
?
?
?
?
1-ε
β+
ε
β
ε
α
=
1
ε
α
=
1
1.677= 0.772
11) 由式8-21得：
Zβ = cosβ= cos13.5 = 0.99
12) 由表8-2查得系数：K A = 1，由图8-6查得系数：K V = 1.1。
13) F t =
2T1
d1=
2×89.3×1000
51= 3502 N
K A F t
b= 1×3502
51= 68.7 < 100 Nmm
14) 由tanαt = tanαn/cosβ得：
αt = arctan(tanαn/cosβ) = arctan(tan200/cos13.50) = 20.50 15) 由式8-17得：
cosβb = cosβcosαn/cosαt = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：
K Hα = K Fα = 1.2
17) 由表8-4得：
K Hβ = 1.17+0.16(1+0.6ψd2)ψd2+0.61×10-3b = 1.46 18) K = K A K V K HαK Hβ = 1×1.1×1.2×1.46 = 1.93
计算K值满足要求，计算结果可用。
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：
Z V1 = Z1/cos3β = 25/cos313.50 = 27.2
Z V2 = Z2/cos3β = 116/cos313.50 = 126.2
2)
εαV = [1.88-3.2×(1/Z V1+1/Z V2)]cosβ
= [1.88-3.2×(1/27.2+1/126.2)]×cos13.50 = 1.689 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 = 1.91查得螺旋角系数Yβ = 0.88
5)
εγ
εαYε=
3.587
1.677×0.68
= 3.15
前已求得:K Hα = 1.2<3.15，故取：K Fα = 1.2 6)
b
h=
b
[(2h
*
am+c
*)m
n]
=
51
[(2×1+0.25)×2]
= 11.33
且前已求得:K Hβ = 1.46，由图8-12查得：K Fβ = 1.43
7) K = K A K V K FαK Fβ = 1×1.1×1.2×1.43 = 1.89
8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:Y Fa1 = 2.56 Y Fa2 = 2.17
应力校正系数:Y Sa1 = 1.62 Y Sa2 = 1.83
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 = 500 MPa σFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：
小齿轮应力循环次数:N1 = 2.25×109
大齿轮应力循环次数:N2 = 4.87×108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
K FN1 = 0.83 K FN2 = 0.85
12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[σF]1 = K FN1σFlim1
S=
0.83×500
1.3= 319.2
[σF]2 = K FN2σFlim2
S=
0.85×380
1.3= 248.5
Y Fa1Y Sa1
[σF]1=
2.56×1.62
319.2= 0.01299
Y Fa2Y Sa2
[σF]2=
2.17×1.83
248.5= 0.01598
大齿轮数值大选用。
(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
m n≥32KT
1Yβcos
2
β
ψd Z
2
1εα
×
Y Fa Y Sa
[σF]
= 3
2×1.89×89.3×1000×0.88×cos
2
13.5×0.01598
1×25
2
×1.677
= 1.62 mm
1.62≤2所以强度足够。
(3) 各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1 = 51 mm
d2 = 239 mm
b = ψd×d1 = 51 mm
b圆整为整数为：b = 51 mm
圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 56 mm b2 = 51 mm
中心距：a = 145 mm，模数：m = 2 mm
（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：Z3 = 26，则：
Z4 = i23×Z3 = 3.55×26 = 92.3取：Z4 = 92
2）初选螺旋角:β = 110。
2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
d3t≥ 32K
t T2
ψdεα
×
u±1
u×
?
?
?
?
?
Z H Z E
[σH]
2
确定各参数的值:
1) 试选K t = 1.6
2) T2 = 392.2 Nm
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Z E = 189.8MPa
5) 由图8-15查得节点区域系数Z H = 2.45
6) 由式8-3得：
εα = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosβ
= [1.88-3.2×(1/26+1/92)]×cos110 = 1.691
7) 由式8-4得：
εβ = 0.318ψd Z3tanβ = 0.318×1×26×tan110 = 1.61 8) 由式8-19得:
Zε = 4-ε
α
3?
?
?
?
?
1-ε
β+
ε
β
ε
α
=
1
ε
α
=
1
1.691= 0.769
9) 由式8-21得：
Zβ = cosβ= cos11 = 0.99
10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim2 = 530 MPa。
11) 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkt h = 60×211.4×1×8×300×2×8 = 4.87×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkt h = N3/u = 4.87×108/3.55 = 1.37×108
12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:K HN3 = 0.9,K HN4 = 0.92
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]3 = K HN3σHlim3
S= 0.9×650 = 585 MPa
[σH]4 = K HN4σHlim4
S= 0.92×530 = 487.6 MPa
许用接触应力:
[σH] = ([σH]3+[σH]4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa 3 设计计算:
小齿轮的分度圆直径:d3t:
d3t≥32K
t T2
ψdεα
×
u±1
u×
?
?
?
?
?
Z H Z E
[σH]
2
= 32×1.6×392.2×1000
1×1.691
×
3.55+1
3.55×?
?
?
?
?
2.45×189.8
536.3
2
= 89.4 mm
4 修正计算结果： 1) 确定模数：
m n =
d3t cosβ
Z3=
89.4×cos110
26= 3.38 mm
取为标准值:3 mm。
2) 中心距：
a = ?
?
?
?
Z3+Z4m n
2cosβ
=
()
26+92×3
2×cos110
= 180.3 mm
3) 螺旋角：
β = arccos ?
?
?
?
Z3+Z4m n
2a= arccos
()
26+92×3
2×180.3
= 110
4) 计算齿轮参数：
d3 = Z3m n
cosβ
=
26×3
cos110
= 79 mm
d4 = Z4m n
cosβ
=
92×3
cos110
= 281 mm b = φd×d3 = 79 mm
b圆整为整数为：b = 79 mm。
5) 计算圆周速度v:
v =
πd3n2
60×1000
=
3.14×79×211.4
60×1000
= 0.87 m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6) 同前，Z E = 189.8MPa 。由图8-15查得节点区域系数为:Z H = 2.45。
7) 由式8-3得：
εα = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosβ
= [1.88-3.2×(1/26+1/92)]×cos110 = 1.691
8) 由式8-4得：
εβ = 0.318ψd Z3tanβ = 0.318×1×26×tan110 = 1.61
9) εγ = εα+εβ = 3.301
10) 同前，取:εβ = 1
Zε = 4-ε
α
3?
?
?
?
?
1-ε
β+
ε
β
ε
α
=
1
ε
α
=
1
1.691= 0.769
11) 由式8-21得：
Zβ = cosβ= cos11 = 0.99
12) 由表8-2查得系数：K A = 1，由图8-6查得系数：K V = 1.1。
13) F t =
2T2
d3=
2×392.2×1000
79= 9929.1 N
K A F t
b= 1×9929.1
79= 125.7 < 100 Nmm
14) 由tanαt = tanαn/cosβ得：
αt = arctan(tanαn/cosβ) = arctan(tan200/cos110) = 20.40 15) 由式8-17得：
cosβb = cosβcosαn/cosαt = cos11cos20/cos20.4 = 0.98 16) 由表8-3得：
K Hα = K Fα = 1.2
17) 由表8-4得：
K Hβ = 1.17+0.16(1+0.6ψd2)ψd2+0.61×10-3b = 1.47 18) K = K A K V K HαK Hβ = 1×1.1×1.2×1.47 = 1.94
计算K值满足要求，计算结果可用。
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：
Z V3 = Z3/cos3β = 26/cos3110 = 27.5
Z V4 = Z4/cos3β = 92/cos3110 = 97.3
2)
εαV = [1.88-3.2×(1/Z V3+1/Z V4)]cosβ
= [1.88-3.2×(1/27.5+1/97.3)]×cos110 = 1.699
3) 由式8-25得重合度系数：
Yε = 0.25+0.75cos2βb/εαV = 0.67
4) 由图8-26和εβ = 1.61查得螺旋角系数Yβ = 0.91