1、二级斜齿齿轮圆柱减速器机械设计计算说明书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：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 V带的设计.9 5.1 V带的设计与计算.9 5.2 带轮的结构设计.11第六部分 齿轮传动的设计.13 6.1 高速级齿轮传动的设计计算.13 6.2 低速级齿轮传动的设计计算.20第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.28 7.1 输入轴的设计.28 7
2、.2 中间轴的设计.32 7.3 输出轴的设计.38第八部分 键联接的选择及校核计算.44 8.1 输入轴键选择与校核.44 8.2 中间轴键选择与校核.44 8.3 输出轴键选择与校核.44第九部分 轴承的选择及校核计算.45 9.1 输入轴的轴承计算与校核.45 9.2 中间轴的轴承计算与校核.46 9.3 输出轴的轴承计算与校核.46第十部分 联轴器的选择.47第十一部分 减速器的润滑和密封.48 11.1 减速器的润滑.48 11.2 减速器的密封.49第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.50设计小结.52参考文献.53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
3、减速器，初始数据T = 440Nm，n = 32r/m，设计年限（寿命）：5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. 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一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、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
4、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，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二. 计算传动装置总效率a=1243245=0.960.9940.9720.990.96=0.8251为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择工作机的转速n:n=32r/min工作机的功率pw:pw= 1.47 KW电动机所需工作功率为:pd= 1.78 KW工作机的转速为:n = 32 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=24，二级
5、圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840，则总传动比合理范围为ia=16160，电动机转速的可选范围为nd = ian = (16160)32 = 5125120r/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Y90L-2的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=2840r/min，同步转速3000r/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HLHDABKDEFG90mm33519014012510mm24508203.2 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
6、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=2840/32=88.75（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 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=4.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=88.75/4.5=19.72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 = 3.9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/i0 = 2840/4.5 = 631.11 r/min中间轴：nII = nI/i12 = 631.11/5.06 = 124.73 r
7、/min输出轴：nIII = nII/i23 = 124.73/3.9 = 31.98 r/min工作机轴：nIV = nIII = 31.98 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pd1 = 1.780.96 = 1.71 KW中间轴：PII = PI23 = 1.710.990.97 = 1.64 KW输出轴：PIII = PII23 = 1.640.990.97 = 1.57 KW工作机轴：PIV = PIII24 = 1.570.990.99 = 1.54 KW 则各轴的输出功率：输入轴：PI = PI0.99 = 1.69 KW中间轴：PII = PII0.99 = 1.
8、62 KW中间轴：PIII = PIII0.99 = 1.55 KW工作机轴：PIV = PIV0.99 = 1.52 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI = Tdi01 电动机轴的输出转矩:Td = = 5.99 Nm 所以：输入轴：TI = Tdi01 = 5.994.50.96 = 25.88 Nm中间轴：TII = TIi1223 = 25.885.060.990.97 = 125.75 Nm输出轴：TIII = TIIi2323 = 125.753.90.990.97 = 470.96 Nm工作机轴：TIV = TIII24 = 470.960.990.99 = 461.59 Nm
9、 输出转矩为：输入轴：TI = TI0.99 = 25.62 Nm中间轴：TII = TII0.99 = 124.49 Nm输出轴：TIII = TIII0.99 = 466.25 Nm工作机轴：TIV = TIV0.99 = 456.97 Nm第五部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.11.78 kW = 1.96 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用Z型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 56 mm。 2）验算
10、带速v。按课本公式验算带的速度8.32 m/s 因为5 m/s v 1206.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 56 mm和nm = 2840 r/min，查表得P0 = 0.33 kW。 根据nm = 2840 r/min，i0 = 4.5和Z型带，查表得P0 = 0.04 kW。 查表得K = 0.94，查表得KL = 1.54，于是Pr = (P0 + P0)KKL = (0.33 + 0.04)0.941.54 kW = 0.54 kW 2）计算V带的根数zz = Pca/Pr = 1.96/0.54 = 3.63 取4根。7.计算单根V带的初拉力F0 由
11、表查得Z型带的单位长度质量q = 0.06 kg/m，所以F0 = = = 53.02 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(1/2) = 2453.02sin(158.6/2) = 416.73 N9.主要设计结论带型Z型根数4根小带轮基准直径dd156mm大带轮基准直径dd2250mmV带中心距a520mm带基准长度Ld1540mm小带轮包角1158.6带速8.32m/s单根V带初拉力F053.02N压轴力Fp416.73N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 24mm24
12、mm分度圆直径dd156mmdadd1+2ha56+2260mmd1(1.82)d(1.82)2448mmB(z-1)e+2f(4-1)12+2750mmL(1.52)d(1.52)2448mm2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 16mm16mm分度圆直径dd1250mmdadd1+2ha250+22254mmd1(1.82)d(1.82)1632mmB(z-1)e+2f(4-1)12+2750mmL(1.52)d(1.52)1632mm第六部分 齿轮传动的设计6.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度
13、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 = 24，大齿轮齿数z2 = 245.06 = 121.44，取z2= 121。（4）初选螺旋角 = 14。（5）压力角 = 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。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1 = 25.88 N/m选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.44。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1
14、/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z。端面压力角：t = arctan(tann/cos) = arctan(tan20/cos14) = 20.561at1 = arccosz1cost/(z1+2han*cos) = arccos24cos20.561/(24+21cos14) = 29.982at2 = arccosz2cost/(z2+2han*cos) = arccos121cos20.561/(121+21cos14) = 22.853端面重合度： = z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2 = 24(tan29.982-tan20.561)+121(t
15、an22.853-tan20.561)/2 = 1.663轴向重合度： = dz1tan/ = 124tan(14)/ = 1.905重合度系数：Z = = = 0.664由式可得螺旋角系数Z = = = 0.985计算接触疲劳许用应力H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 = 600 MPa、Hlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60631.111530018 = 4.54108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 4.54108/5.06 = 8.98107查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0
16、.9、KHN2 = 0.93。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1 = = = 540 MPaH2 = = = 511.5 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H = H2 = 511.5 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = = 30.459 mm（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圆周速度vv = = = 1.01 m/s齿宽bb = = = 30.459 mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 1.01 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.08。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t =
17、2100025.88/30.459 = 1699.334 NKAFt1/b = 1.251699.334/30.459 = 69.74 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数KH = 1.4。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，KH = 1.339。则载荷系数为：KH = KAKVKHKH = 1.251.081.41.339 = 2.5313）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 30.459 = 38.033 mm及相应的齿轮模数mn = d1cos/z1 = 38.033cos14/24 = 1.538 mm模数取为标准值m = 2 mm。3.几何尺
18、寸计算（1）计算中心距a = = = 149.434 mm中心距圆整为a = 150 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 = = = 14.843即： = 145035（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = = = 49.655 mmd2 = = = 250.345 mm（4）计算齿轮宽度b = dd1 = 149.655 = 49.655 mm取b2 = 50 mm、b1 = 55 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F = F1）确定公式中各参数值计算当量齿数ZV1 = Z1/cos3 = 24/cos314.843 = 26.569ZV2 = Z2/cos3 =
19、 121/cos314.843 = 133.955计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角：b = arctan(tancost) = arctan(tan14.843cos20.561) = 13.936当量齿轮重合度：v = /cos2b = 1.663/cos213.936= 1.765轴面重合度： = dz1tan/ = 124tan14.843/ = 2.025重合度系数：Y = 0.25+0.75/v = 0.25+0.75/1.765 = 0.675计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY = 1- = 1-2.025 = 0.75由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2
20、.58 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF = 1.4根据KH = 1.339，结合b/h = 11.11查图得KF = 1.309则载荷系数为KF = KAKvKFKF = 1.251.081.41.309 = 2.474计算齿根弯曲疲劳许用应力F查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1 = 500 MPa、Flim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89取安全系数S=1.4，得F1 = = = 303.57 MPaF2 = = = 241.57 M
21、Pa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1 = = = 54.946 MPa F1F2 = = = 51.964 MPa F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 24、z2 = 121，模数m = 2 mm，压力角 = 20，螺旋角 = 14.843= 145035，中心距a = 150 mm，齿宽b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。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m2mm2mm齿数z24121螺旋角左145035右145035齿宽b55mm50mm分度圆直径d49.655mm250.345mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250
22、.25齿顶高hamha2mm2mm齿根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2ha53.655mm254.345mm齿根圆直径dfd-2hf44.655mm245.345mm6.2 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 = 25，大齿轮齿数z4 = 253.9 = 97.5，取z4= 98。（4）初选螺旋角 = 13。（5）压力角 = 20。2.按齿面接触
23、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。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T2 = 125.75 N/m选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.45。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z。端面压力角：t = arctan(tann/cos) = arctan(tan20/cos13) = 20.482at1 = arccosz3cost/(z3+2han*cos) = arccos25cos20.482/(25+21cos13) = 29.661at2 = arccosz4cost/(z4+2han*cos) = arccos98cos20.482/(98+2
