同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

目录

一、传动方案的拟定及说明 ........................... 2 三、计算传动装置的总传动比并分配传动比 ............. 4 四、计算传动装置的运动和动力参数 ................... 4

六、轴的设计计算 .................................. 11

七、滚动轴承的选择及计算 .......................... 15 八、键联接的选择 .................................. 17 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件选择 ........ 17 十、联轴器的选择 .................................. 19 十一、润滑方式的确定 .............................. 20 十二、设计小结.................................... 20 十三、参考资料.................................... 20

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机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 结 果 nW95.5rmin 题目：同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器 设计条件： 1. 生产率Q：10 t/h 2. 运输带工作速度：V= 2.0m/s。 3. 提升机鼓轮直径：D=400mm 4. 提升高度：H=28m 5. 工作情况： 工作平稳，经常满载、空载启动，单向运转，双班制工作 6. 使用寿命： 8 年 7. 运输带速度允许误差: 5％. 制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产. 一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为二级减速器（两级圆柱齿轮传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW，即 nW601000v601000295.5rmin D400一般常选用同步转速为1000rmin或的电动1500rmin机作为原动机，根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案 就是二级圆柱直齿轮传动。 - 2 -

机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 结 果 二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y1002-4系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构 2．电动机容量 1、卷筒轴的输出功率ＰＷ PWT2T6502.021.984kW10001000D1000pW PW1.984kW 232、 电动机输出功率Ｐd Pd21 32传动装置的总效率  式中，12...为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效 率。由工具书参考书1表1-7查得： 0.894 Pd2.2168kW 弹性联轴器10.99；球轴承20.99；圆柱齿轮传动30.97； 则0.9920.9920.9710.894 1.9842.2168kW故Pd0.894pW - 3 -

3、电动机额定功率Ped 选取电动机额定功率Ped3kW 4、电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围i16~160，则 电动机转速可选范围为 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 nWi241.4(16~160)662.4~6624r/min nd结 果 可见只有同步转速为1500r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y112M-4。主要性能如下表： 电机型号 额定功率 Y100L2-4 3KW 满载转速 1430r/min 堵转转矩 最大转矩 2.2 2.3 三、计算传动装置的总传动比并分配传动比 n143014.89 1）、总传动比i= m n95.49 2)、分配传动比 二级减速器中： 让两级齿轮传动比相等，则i1i23.86 四、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、 Ⅲ轴。 各轴转速为： i=16.63 - 4 -

机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 结 果 i2=3.86 i3=3.86 n0nm1430r/minnn0=1430r/minnnn1430370.47r/mini13.86n370.4795.98r/mini23.862、各轴输入功率 按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即 5电动机的输入功率，P0Pd3kW第一根轴的功率，PPd530.992.97kW第二根轴的功率，PP232.970.990.972.85kW第三根轴的功率，PP232.850.990.972.74kW3、各轴输入转矩T(N•m) T09.55106P03.569.55106Nmm2.36104Nmmn0144044TT05i12.3610Nmm0962.174.9210NmmTT23i24.92104Nmm0.980.9741.87105NmmTT23i31.8710Nmm0.980.9747.1110Nmm将计算结果汇总列表备用。 项目 N转速（r/min） 5 电动机 高速轴中间轴低速轴Ⅰ 1430 Ⅱ 370.47 Ⅲ 95.98 1430 P 功率（kW） 3 2.97 2.85 - 5 -

2.74 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 T转矩 (N•m) i传动比 2.01104结 果 5 1.9810 41.110 3.03105 3.86 0.99 0.99 3.86 0.97 效率 五、齿轮减速器设计 1、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2、按齿面接触强度计算: 取小齿轮z1=z3=20，则大齿轮z2z4iz1193.8677 n01430r/minn1430r/min由设计选定两组相同的齿轮作为两级减速，并校核第二级齿轮。 n370.47r/min n95.98r/min P03kWP2.97kWP2.85kWP2.74kW 确定公式中的各计算数值： T21.1105Nm T02.01104NmmT1.9810Nmm4 T1.1105NmmT2.97105Nmm A1软齿面齿轮对称安装取齿宽系数：d10.4 使用系数： 动载系数： 两齿轮在轴承间非对称分布取： kk1 1.3 V1k1.07 - 6 -

机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 查表得： 则： 结 果 k1.1 N13.29109 kkkkk1AV11.31.071.11.565 节点区域系数： ZH1=2.5 重合度系数： Z0.9 弹性系数：ZE189.8MPa 由HN28.063108 HlimZNZWSH计算齿面许用接触应力 9由图查得：Hlim1666.5MPa Hlim2461.5MPa 小齿轮： N160n1tn60143018300163.2910 H1666.5MpaH2461.5MPa 大齿轮：N2N1/i14.1472109/4.088.063108 。Z=cos=cos13=0.987初定螺旋角=13 所以 取tZt2=1.0端面压力角at=20.4829 基圆螺旋角b=12.2035 2cos2cos12.2035ZH===2.44cosatsinatcos20.4829sin20.4829接触寿命系数： ZN10.97 ZN20.94 工作硬化系数： Zw1Zw21 安全系数： - 7 -

机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 SH1H1结 果 b145mm Hlim1ZN1ZW1SH17200.971698.4Mpa 1H2Hlim2ZN2ZW2SH16800.941639.2Mpa 1则小齿轮分度圆： 2K1T1u11ZH1ZE1Z1d1u1[H1] 39.175mm3、齿轮传动的主要尺寸 d13b1d1d10.410040mm 2b240mm m2mm 取大齿轮宽度：b240mm 则取小齿轮宽度：b145mm d141.237mm 齿轮模数：mm2mm d1402.11mm 按表取标准模数z119d2158.763mm mz1z122077100mm 22z1m1cos 齿轮传动中心距a小齿轮分度圆直径：d1大齿分度圆直径：d2192cos1339.175mm z2m11cos1122.5cos13160.825mm m（z1+z2）（19+78）12=cos=cos=14.0692a2100正螺旋角 4、校核齿面接触疲劳强度 齿轮节圆速度： d1n13.1468.75663.59v12.38m/s 601000601000d2n23.14280165.9v22.43m/s 601000601000 由以上可知v1 v2均符合8级精度。 - 8 - 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 C0.5048lnz1.144lnm2.852lnfpt13.32 由表查得： a0=100m 结 果 ffpt115 fpt217 pt3pt2'17 f15 则：C10.5048lnz11.144lnm12.852lnfpt13.328.57 C20.5048lnz21.144lnm12.852lnfpt23.328.29 C20.5048lnz21.144lnm22.852lnfpt23.329.97''' C30.5048lnz31.144lnm22.852lnfpt33.3210.08 取C1=9查表得：kV11.24 则：k1kA1kV1k1k11.251.241.261.12.12 取C2=10查表得：kV21.18 则：k2kA2kV2k2k21.251.181.241.12.01 T14.92104Ft1221405.7N d170 - 9 -

KA1Ft11.251405.741.84Nmm100Nmm b142Ft22T21.871021335.7N d22805KA2Ft21.251335.743.94Nmm100Nmm b2'385、校核齿根弯曲疲劳强度 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 按式 F2KT1YFaYsaY[F] 进行校核 bd1m1结 果 V=6.7824m/s 齿形系数： YFa2.58 YFa22.18 应力修正系数： Ysa11.61 Ysa21.81 重合度系数： Y0.67 按下式计算两齿轮的许用弯曲应力：F弯曲寿命系数： YN10.94 YN20.91 尺寸系数： YX1.0 应力修正系数： YST2 弯曲疲劳强度计算安全系数： SF1.25 弯曲疲劳极限： Flim1300Mpa Flim2280Mpa 小齿轮许用弯曲应力： FlimYNYXYSTsF F1Flim1YN1YX1YST1sF13000.941.02451.2Mpa 1.25大齿轮许用弯曲应力： F2Flim2YN2YX2YST1sF12800.911.02407.68Mpa 1.25小齿轮齿根弯曲应力： - 10 - 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 2K1T121.531.87105F1YFa1Ysa1Y12.581.610.67b1d1m142702.5 216.67MpaF1 大齿轮齿根弯曲应力： 结 果 F2 2K1T121.531.87105YFa2Ysa2Y12.181.810.67b2d1m138702.5 227.48MpaF2 六、轴的设计计算 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 2T122.01104Ft11026.2Nd139.1752T221.1105Ft21376.9N d3160.825 一、高速轴Ⅰ设计 1、轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，45，调质处理，取A0110 2、初算轴的最小直径 dminp2.97A03100314.03mm n1430- 11 -

F0min=207.77N 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 轴1为输入轴，最小直径处跟SPZ带轮轴孔直径。 首先确定个段直径 结 果 T1=2.01104NmT21.1105Nm - 12 -

A段：d1=18mm 有最小直径算出 B段：d3=20mm，与轴承（深沟球轴承6006）配合，取轴承内径 C段：d4=24mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm D段：d5=20mm，与轴承（深沟球轴承6006）配合，取轴承内径 3、确定各段轴的长度 A段：L1=45,由联轴器（LX1）确定。 B段：L2=68mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取68mm C段：L3=41mm, 由齿轮宽度确定 D段：L4=18mm, 由轴承（6006）及套筒确定 轴总长L=172mm 根据以上方法可以分别确定剩下的两个轴的尺寸 轴2 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 结 果 k 11.565 L1=67.5mm , L2=42mm , L3=67.5mm 由左至右轴的直径分别为：30 mm , 34 mm ,30mm 轴3 FP=754N L1=22mm , L2=36mm , L3=70mm ,L4=45mm 从左至右的轴直径分别为：40mm , 44mm , 40mm , 38mm 二、轴受力分析： 3轴： 圆周力：Ft2 2TII21.1101376.9N d2160.8255 Ft21335.7N 径向力：Fr2Ft2tan1376.9tan20489.2N 轮作用在轴上的力：FP=754N 三、.轴的校核： - 13 -

Fr2486.2N 机电学院机械设计课程设计说明书

设计计算及说明 选3轴（低速轴）校核： 轴受力图如下： 结 果 水平支承反力： 'Fr1 - 14 -

F(l1l2l3)Frl3l2l3754(3839123)486.31231300N39123'Fr2Fl1Frl2l2l375438486.33955.79N39123水平受力和弯矩图： 垂直受力和弯矩图： Mc68796.8Nmm 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 合成弯矩图： 转矩图： 当量弯矩： 由于扭转切应力为脉动循环变应力取[1b]0.6 [0b]结 果 则：McM2(T)29037.982(0.67.11105)268796.8Nmm 查表得：45号钢 B640Mpa 查表得: [则: MccW46657.612.53Mpa59Mpa0.1(400.95)31b]59Mpa（插入法） 故轴的强度足够。 七、滚动轴承的选择及计算 - 15 - 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 轴承寿命校核： 轴1 选用轴承：深沟球轴承 6004 查手册B=12mm D=42mm 基本额定动载荷：Cr9.38kN 3 nII1430r/min PFr2461.2N 结 果 16670CrLhnIIP23166709.3810896741.4h1430461.233 L=102.4年 满足使用要求。 轴2 选用轴承 深沟球轴承 6006 查手册 B=13mm D=55mm 基本额定动载荷：Cr13.2kN 3 nIII350.49r/min PFr31111.6N Ft11405.7NFt21335.7N 16670CrLhnIIIP31667013.210379640.9h350.491111.6L=110.3年 满足使用要求。 轴3 3 - 16 -

选用轴承 深沟球轴承 6008 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 3结 果 16670CrLhnIIIP 3 1667017103798641.3h85.91111.6 L=198.8年 满足要求 八、键联接的选择 I轴 与联轴器连接的键 d=18mm 选用A型普通键bh=66 长度l25mm 与齿轮连接的键 d=24mm 选用A型普通键bh=87长度l36mm II轴 第一级大齿轮 d=30mm 选用A型普通键bh=87长度l32mm 第二级小齿轮 d=30mm 选用A型普通键bh=87长度l32mm III轴 第二级大齿轮：d=44mm 选用A型普通键bh=128 长度l32mm 联轴器：d=38mm 选用A型普通键bh=108 长度 l56mm - 17 -

九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件选择 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 铸件减速器机体结构尺寸计算表 减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封的重要零件。 本设计减速器机体采用铸造机体，由铸铁HT150制成，铸铁具有较好的吸振性，容易切削且承压性能好。减速器机体才哟个割分式结构，其剖分面与传动件平面重合。 查有关手册，铸铁减速器机体结构尺寸 名称 计算公式 计算结果 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 b22.5 df0.036a212 结 果 0.025a238 10.02a238 b1.5 b11.51 8mm 18mm b12mm b112mm b220mm df20mm a2250,n4 n6 d115mm d210mm 轴承旁联接螺栓直径 d10.75df 机盖与机座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 d20.5df 150~200 d30.4df d40.3df l160mm d38.0mm d46mm d0.7d2 d7.0mm c118mm - 18 -

df,d1,d2至外机壁距查手册 机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 离 d1,d2至凸缘边缘距结 果 c216mm 查手册 查手册 便于扳手操作为准 l1c1c28 11.2 2 离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁距轴承座端面距离 大齿轮顶缘与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 R20mm h45mm l150mm 110mm 210mm m17mmm7mm m10.851m0.85 D2轴承座孔直径轴承端盖外径 5d3 D2106mm 轴承端盖凸缘厚度 t（11.2）d3 t8mm 轴承旁联接螺栓距离 SD2 S80mm 十、联轴器的选择 联轴器的转矩： 轴1：k=1.3 又T=20.01Nm 为1轴输入转矩 TcKT1.320.0126.013Nm - 19 - 机电学院机械设计课程设计说明书

设计计算及说明 查手册，联轴器选用型号LX1注销联轴器 轴3 查表取K1.3,又T303.3Nm，为3轴输出转矩。 TcKT1.3303.3394.29Nm结 果 查手册，联轴器选用型号LX3注销联轴器 十一、润滑方式的确定 因传动装置为轻型传动，且传速较低，故轴承采用脂润滑， 齿轮采用浸油润滑。 十二、设计小结 通过本次设计，我又系统地运用了所学的理论知识，并在实践中对所学加以巩固，同时熟练掌握了查手册和表格，还学会了使用word和公式编辑器时的一些技巧，温故而知新，使本人感到收获匪浅。但是因水平与时间所限，其中错误在所难免，本人需在今后的学习中进一步提高！ 十三、参考资料 1、《机械设计》（第2版） 吴宗泽 主编，高等教育出版社，2001； 2、《机械设计课程设计指导书》（第3版） 吴宗泽 主编，高等教育出版社，1990； 3、《机械零件手册》（第五版） 周开勤 主编，高等教育出版社，2001； 4、《材料力学》（第4版） 刘鸿文 主编，高等教育出版社，2006.1； 5、《互换性和技术测量》（第四版） 廖念钊等 主编，中国计- 20 -

机电学院机械设计课程设计说明书 设计计算及说明 量出版社，20

结 果 - 21 -