二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

机械设计说明书

设计人：白涛

学号：2008071602

指导老师：杨恩霞

目 录

设计任务书……………………………………………………3

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………12

滚动轴承的选择及计算………………………………………17

键联接的选择及校核计算……………………………………19

连轴器的选择…………………………………………………19

减速器附件的选择……………………………………………20

润滑和密封……………………………………………………21 设计小结………………………………………………………21

参考资料目录…………………………………………………21

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于螺旋输送机驱动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：

载荷平稳、两班制工作运送、单向旋转

三． 原始数 螺旋轴转矩T（N·m）：430

螺旋轴转速n（r/min）：120

螺旋输送机效率（％）：0.92

使用年限（年）：10

工作制度（小时/班）：8

检修间隔（年）：2

四． 设计内容

1. 电动机的选择和运动参数计算；

2. 斜齿轮传动设计计算

3. 轴的设计

4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择和校核；

6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张

2． 齿轮、轴零件图各一张

3． 设计说明书的编写

（一）传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，当两个大齿轮侵油深度较深时，高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥。常用于输入轴和输出轴同轴线的场合。

（二）电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1） 工作机所需功率Pw =Tn/9550，其中n=120r/min，T=430N·m，

得Pw＝5.4kW

2） 电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝4234221ηηηη＝0.904

4321，η，η，ηη分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动及螺旋输送机的效率。

由表2-3选取92.097.099.099.04321，η，η，ηη

计算得η=0.815， 则pd=6.63KW 3．电动机转速的选择

螺旋轴的转速nw=120r/min，按表2-2推荐的合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比i=8~40。所以，电动机转速范围nd=i×nw=（960~4800）r/min

初选为同步转速为1500r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表14－5查出电动机型号为Y132M-4,其额定功率为7.5kW，满载转速1440r/min,基本符效率87，功率因数0.85，额定转矩7.0，质量81Kg，合题目所需的要求。

（三）计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nd和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nd/nw=12

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝12，i1=i2=3.5

速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

3.计算传动装置各轴的运动和动力参数。

A.各轴转速：n1=nd=1440r/min，n2=n1/i1=411.4r/min

B.各轴输入功率：p1=pd×η1=6.6×0.99=6.5KW

P2=p1η2η3=6.27KW

C.各轴输出转矩：电动机轴的输出转矩Td=9550000pd/nd=43969.8N·m

T1=Tdη1=43530.1N·m

T2=9550000p2/n2=145.548N·m

（四）传动件设计计算

A：高速速级斜齿圆柱齿轮传动设计

1．选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

由表7-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG35CrMo（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

即

d1≥321·2HEHdtZZuuTKσεφα

1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.6 （2） 由图7－12选取区域系数ZH＝2.433

（3） 由表7－5选取尺宽系数φd＝1

（4） 由图7－15查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5） 材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6） 由图7－18按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7） 由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×1440×1×10×16×300＝4.15×10^9

N2＝11.85×10^8

（8） 由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN1＝1.02；ZN2＝1.12

（9） 计算接触疲劳许用应力

取安全系数SH＝1，由式（7－18）得

[σH]1＝1.02×600MPa＝612MPa

[σH]2＝1.12×550MPa＝616MPa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥3211·2HEHdtZZuuTKσεφα

=326128.189433.2.53.54·62.11435301.62=39.92

（2） 计算圆周速度

v=10006021ndtπ=1000601440.939π=3.0m/s

（3） 计算纵向重合度εβ

εβ=βεβtan318.01z=0.318×1×tan14。=1.59

（4） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=3.0m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.51

由表7—8查得Kβ=1.12

由表10—3查得Kɑ=1.4。故载荷系数

K=KAKVKαKβ=1×1.51×1.2×1.12=2.03

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：

d1=31/ttKKd=36.1/03.22.939mm=43.1mm

计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×43.1mm=43.1mm

计算模数mn mn

11coszdβ=20cos14.143。mm=2.20 取mn=3mm

3．按齿根弯曲强度设计

mn≥3212·cos2FSaFadYYzKTYσεφβαβ

1） 确定计算参数

（1） 计算载荷系数

K=KAKVKαKβ=2.03

（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.00，从图7－14查得螺旋角影响系数 Yβ＝0.75

（3） 计算当量齿数

Z1=Z1/cos3β=20/cos314。=21.89

Z2=Z2/cos3β=100/cos314。=109.47

（4） 查取齿型系数

由表7－4查得YF1=2.724；YF2=2.172

（5） 查取应力校正系数

由表7－4查得Ys1=1.569；Ys2=1.798

（6） 计算[σF]

σF1=550Mpa

σF2=420MPa

YN1=0.95

YN2=0.98

[σF1]= σF1 YN1/SF=550×0.90/1.25=396MPa

[σF2]= σF1 YN1/SF =420×0.92/1.25=309.12MPa

（7） 验算齿根弯曲疲劳强度

σF1=KFtYF1YS1Yβ/bmnεɑ=113.0MPa

σF2=σF1/YF1YS1×YF2YS2=104.3MPa

计算得弯曲条件满足

2） 设计计算

mn≥32201468.0·62.1201.54375.014cos1.022=2.4

取mn=2.5

4．几何尺寸计算

1） 计算中心距

Z1nmdβcos1=32.9，取z1=22 Z2=126

aβcos221nmzz=205.5mm

a圆整后取205mm

2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcosamzzn221=13。55’50”

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1βcos1nmz=57.00mm

d2βcos2nmz=325mm

4） 计算齿轮宽度

b=φdd1

b=57mm

B1=57mm，B2=52mm

5） 结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

B低速级斜齿圆柱齿轮的设计

6） 材料及热处理；

由表7-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG35CrMo（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

7） 精度等级选用7级精度；

8） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

9） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

5．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

即

d1≥321·2HEHdtZZuuTKσεφα

1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.6

（2） 由图7－12选取区域系数ZH＝2.433

（3） 由表7－5选取尺宽系数φd＝1

（4） 由图7－15查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5） 材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6） 由图7－18按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；