二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

目录一课程设计书 2二设计要求2三设计步骤21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 设计V带和带轮 66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 198. 键联接设计 269. 箱体结构的设计 2710.润滑密封设计 3011.联轴器设计 30四设计小结31五参考资料32一. 课程设计任务书设计课题:皮带运输机传动装置技术数据：带曳引力 F=3500N；带速：v=0.9m/s；滚筒直径：D=380mm；传动示意图：图一:(传动装置总体设计图)工作条件与设计要求:工作年限：10年工作班制：2班工作环境：室内载荷性质：中等性质生产批量：小批量二. 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。

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. 联轴器设计四.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：要求低速轴和高速轴在同一条直线上，两对齿轮的中心距相同，这也就决定了两对齿轮的分度圆直径相同、齿数相同、模数也一样，所以减速箱内的二级传动两次传动的传动比是一样的。

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。

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，传动装置的总效率a η。

五.电动机的选择电动机所需工作功率为： d p 3.15p = 3.823()0.824Wa kW η==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Y112M —4的三相异步电动机，额定功率为4.0kW ，额定电流8.8A ，满载转速m n =1440r/min ，同步转速1500r/min 。

六.确定传动装置的总传动比和分配传动比1.总传动比 ：工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比 a i ＝/w n n ＝1440/54＝26.67 2. 分配传动装置传动比：a i ＝012i i i ⨯⨯ 式中012,,i i i 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0i ＝2.22，则减速器传动比为i ＝0/a i i ＝26.67 2.2211.99÷=.根据各原则，查图得高速级传动比为1i ＝3.92，则2i ＝1/i i ＝3.0593.计算传动装置的运动和动力参数：（1） 各轴转速：1n ＝/0m n i ＝1440/2.22＝648.65r/min 2n ＝11/n i ＝648.65/3.92＝165.47r/min w n ＝ 2/2n i ＝165.47/3.059=54.09r/min 4n =3n =54.09 r/min （2） 各轴输入功率1P ＝d p ×v η带＝3.823×0.96＝3.67kW2P ＝1p ηη⨯⨯轴承齿轮＝3.67×0.99×0.97＝3.52kW 3P ＝2P ηη⨯⨯轴承齿轮＝3.52×0.99×0.97＝3.38kW4P ＝3P ×η轴承 =3.38×0.99＝3.35kW （3） 则各轴的输出功率：1'P ＝1P ×0.98=3.06 kW 2'P ＝2P ×0.98=2.84 kW 3'P ＝3P ×0.98=2.65kW 4'P ＝4P ×0.98=2.52 kW （4） 各轴输入转矩：1T =d T ×0i ×V η带(N·m) 电动机轴的输出转矩:dT =9550mdn P =9550×3.823/1440=25.35N·m 所以:10v d T T i η=⨯⨯=带25.35 2.220.9654.03⨯⨯= N·m21154.03 3.920.990.97T =T i ηη⨯⨯⨯⨯⨯⨯=齿轮轴承=203.39 N·m322203.39 3.0590.990.97=T T i ηη⨯⨯⨯=⨯⨯⨯齿轮轴承=597.47 N·m43597.470.99591.495T T η⨯==⨯=联轴器 N·m（5） 输出转矩：11'0.9854.030.9852.94T T =⨯==⨯ N·m22'0.98203.390.98199.32T T =⨯==⨯ N·m33'0.98597.470.98585.52T T =⨯==⨯ N·m44'0.98=591.4950.98=579.67T T ⨯=⨯ N·m(6) 运动和动力参数结果如下表:⑴ 确定计算功率：查课本178P 表9-9得： 1.2A K =1.24 4.8ca A P k P =⨯=⨯=,式中A K 为工作情况系数，P 为传递的额定功率,既电机的额定功率.⑵ 选择带型号：根据 4.8ca P =， 1.3A k =,查课本152P 表8-8和153P 表8-9选用带型为A 型带．⑶ 选取带轮基准直径12,d d d d查课本145P 表8-3和153P 表8-7得小带轮基准直径190d mm d =，则大带轮基准直径201 2.2290199.8d d mm d i d =⨯=⨯=,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本157P 表8-8后取2200d mm d =。

⑷ 验算带速V19015007.065/35/601000601000d w d n m s m s V ππ⨯⨯===<⨯⨯ 在5～25m/s 范围内，V 带选择合理。

⑸ 确定中心距a 和带的基准长度dL 由于12120.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+,所以初步选取中心距a ：0121.5() 1.5(90200)435d d ad d =+=+=，初定中心距0435mm a =，所以带长'd L =1122200()2()1332.2524d d d d d d a d d a π-+++=mm .查课本146P 表8-2选取基准长度1400d mm L =得实际中心距043567.75/22d dL L a a -=+=-='401mm ，取400a mm=精品整理⑹ 验算小带轮包角1α 211180180164.24d d d d a απ-=-⨯=，包角合适。

⑺ 确定v 带根数Z :因190d mm d =，带速0.9/m s v =，传动比0 2.22i =，查课本152P 表8-4a 或8-4c和8-4b 或8-4d,并由内插值法得001.07,0.17p p ==∆,查课本146P 表8-2得L K =0.96,查课本157P 表8-8,并由内插值法得K ∂=0.96,由154P公式8-22得 故选Z =5根带。

⑻ 计算预紧力0F :查课本158P 表8-27可得m kg q /1.0=,故:单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为⑼ 计算作用在轴上的压轴力p F利用159P 公式8-28可得:八.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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =25，高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS ，Z 2=i ×Z 1=3.92×25= 98 取Z 2=98.② 齿轮精度：按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

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t K =1.6查课本217P 图10-30 选取区域系数 Z H =2.433 由课本215P 图10-26 78.01=αε 82.02=αε则6.182.078.0=+=αε②由课本206P 公式10-13计算应力值环数 N 1=601n j h L =60×648.45×1×（2×8×300×8）=1.494×109hN 2= 91.494102.22⨯ =86.6410⨯ ③查课本207P 10-19图得：K 1H N =0.93 K 2H N =0.96④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用205P 公式10-12得:[H σ]1=SK H HN 1lim 1σ=0.93×550=511.5 MPa [H σ]2=S K H HN 2lim 2σ=0.96×450=432 MPa 用接触应力⑤查课本由206P 表10-6得：E Z =189.8MP a 由205P 表10-7得: d φ=1T=95.5×105×11/n P =95.5×105×3.19/626.09=4.86×104N.m3.设计计算:①小齿轮的分度圆直径d t 1 =mm 53.49)75.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12243=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ ②计算圆周速度υ③计算齿宽b 和模数nt m计算齿宽bb=t d d 1⨯φ=49.53mm计算摸数m n初选螺旋角β=14︒nt m =mm Z d t 00.22414cos 53.49cos 11=⨯=β ④计算齿宽与高之比hb h=2.25 nt m =2.25×2.00=4.50mmh b =5.453.49 =11.01 ⑤计算纵向重合度βε=0.3181Z Φd tan 0.318125tan14β=⨯⨯⨯=1.98⑥计算载荷系数K使用系数A K =1根据0.9/v m s =,7级精度, 查课本由194P 表10-8得动载系数K V =1.16,查课本由196P 表10-4得K βH 的计算公式: K βH =)6.01(18.012.12d φ++ 2d φ⨯+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6⨯1) ×1+0.23×103-×49.53=1.42查课本由198P 图10-9得: K βF =1.35 查课本由195P 表10-3 得: K αH =αF K =1.2故载荷系数:K ＝K K K αH K βH =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t1×6.182.13=51.73mm ⑧计算模数n mn m =mm Z d 09.22414cos 73.51cos 11=⨯=β 4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n m ≥)][(cos 212213F S F ad Y Y Z Y KT σεφββ∂∂ ⑴确定公式内各计算数值 ①小齿轮传递的转矩＝54.03kN·m确定齿数z因为是硬齿面，故取1Z ＝25，2Z ＝i 1Z ＝3.92×25＝98传动比误差 :Δi ＝0.032％5％，允许② 计算当量齿数 z ＝z /cos＝25/ cos 314︒＝27.36 z ＝z /cos ＝98/ cos 314︒＝107.34 ③初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1 ④ 初选螺旋角初定螺旋角＝14⑤ 载荷系数KK ＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y查课本由200P 表10-5得:齿形系数Y ＝2.592 Y＝2.211 应力校正系数Y＝1.596 Y ＝1.774 ⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（2111Z Z +）]βcos ＝[1.88－3.2×（1/25＋1/98）]×cos14︒＝1.655＝arctg （tg /cos ）＝arctg （tg20/cos14︒）＝20.64690＝14.07609因为＝/cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos /＝0.673⑧ 螺旋角系数Y轴向重合度 ＝09.214sin 53.49⨯⨯πo＝1.825, Y ＝1－＝0.78 ⑨ 计算大小齿轮的 ][F S F F Y σαα安全系数由表查得S ＝1.25工作寿命两班制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u ＝6.255×10/3.92＝1.596×10查课本由208P 图10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮a FF MP 5001=σ 大齿轮a FF MP 3802=σ查课本由197P 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K 1FN =0.86 K 2FN =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4[F σ]1=14.3074.150086.011=⨯=S K FF FN σ [F σ]2=43.2524.138093.022=⨯=S K FF FN σ 大齿轮的数值大.选用.⑵ 设计计算① 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=51.73mm 来计算应有的齿数.于是由:Z 1=n m ︒⨯14cos 73.51=25.097 取z 1=25 那么Z 2=3.92×25=98② 几何尺寸计算计算中心距 a=βcos 2)(21n m z z +=︒⨯+14cos 22)8125(=109.25mm 将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos 01.1425.10922)8125(arccos 2)(21=⨯⨯+=Z +Z αn m 因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d 1=01.14cos 225cos 1⨯=βn m z =51.53mm d 2=2982cos cos14.01n z m β⨯==190.15mm 计算齿轮宽度B=mm mm d 53.5153.5111=⨯=Φ圆整的 502=B 551=B（二） 低速级齿轮传动的设计计算⑴ 材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮:280HBS,取小齿齿数1Z =42,速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮:240HBS z 2=42 3.059⨯=128.48 圆整取z 2=129.⑵ 齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。