课程设计齿轮减速箱设计说明书.docx

1、机械设计课程设计 设计计算及说明结果一、 课程设计方案1. 传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示图12. 原始数据项目数值鼓轮的转矩T (Nm)330鼓轮的直径D (mm)300运输带带速V （m/s）1.0带速允许偏差 （%）5使用期限 （年）15工作制度（班/日）2载荷平稳、单向转动二、 选择电动机1. 电动机类型和结构形式选择按工作要求和工作条件，选择Y（）系列笼型三相异步交流电动机，结构形式为卧式封闭型电动机。2. 电动机容量1) 工作电机的功率Pw 取w=0.95，则Pw=Fv1000w=330210000.30.95 kw=2.316kW2) 电动机的输出功率 PdPd=P

2、w式中，为从电动机至卷筒之间的总效率 1为弹性联轴器效率、为减速箱一对滚动轴承效率、为齿轮副效率根据文献【1】表2-4取：=0.995 =0.99 =0.98 。于是 =0.99520.9930.982=0.9226 Pd=Pw=2.3160.9226kw=2.51 kw3） 确定电动机额定功率=(11.3)，根据文献【1】表20-1得,应选择额定功率为3 kW的电动机。3. 选择电动机转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可能范围。工作电机的转速nw=60vD=6010.3rmin=63.66rmin由文献【】表2-2得：展开式两级圆柱齿轮减速器传动比为860，则电动机转速可选范围为

3、nd=nwi1i2=5093819r/min，初选同步转速分别为1000 r/min和1500 r/min的两种电动机进行比较，如表1方案电动机型号额定功率KW电动机转速r/min同步满载1Y132S-6310009602Y100L2-4315001420表1方案2的价格相对便宜，但减速器结构尺寸较大，方案1则有相反利弊。权衡利弊，选用方案2，选定Y100L2-4型电动机。电动机相关参数如表2电动机型号额定功率KW电动机转速r/min电动机质量kg外形及安装尺寸mm同步满载中心高（H）外伸轴长（E）基座螺栓间距（A）Y100L2-43150014203810060160表2三、 计算传动装置总

4、传动比和分配各级传动比1. 计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可确定传动装置应有的总传动比为 i=nmnw=142063.6622.3。2. 分配各级传动比展开式两级圆柱齿轮减速器应有，且单级圆柱齿轮的传动比推荐值为36，故选择 =4.95，=4.5。四、 计算传动装置的运动和动力参数记电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴1. 各轴转速为 n=n0=1420r/min n=ni1=14204.95=286.87r/min nw=n=ni2=286.874.5=63.75r/min2. 各轴输入功率PPed=2.51kWP=P01=2.510.995=2.49

5、7kWP=P23=2.4970.990.98=2.423kWP=P23=2.4230.990.98=2.351kWPw=P12=2.3510.9950.99=2.316kW3. 各轴输入转矩TT0=9550P0n0=95502.511420=16.88NmT=9550Pn=95502.4971420=16.79NmT=9550P n=95502.423286.87=80.66NmT=9550P n=95502.35163.75=352.19NmTw=9550Pw nw=95502.31663.75=346.95Nm4. 计算结果整理如表3项目电动机轴高速轴中间轴低速轴输出轴转速（r/min）1

6、4201420286.8763.7563.75功率（kW）2.512.4972.4232.3512.316转矩（）16.8816.7980.66352.19346.95传动比14.954.51效率0.9950.970.970.995表3五、 斜齿轮传动设计计算A. 第一级减速齿轮设计1. 选精度等级、材料及齿数1) 由文献【2】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。2) 精度等级选7级精度。3) 初选齿数小齿轮齿数Z1=25 ，Z2=1244) 取螺旋角。初选螺旋角=11.5。2. 按齿面接触强度

7、设计由设计计算公式文献【2】式（10-21）进行试算，即d1t32KtT1du1uZHZEH21) 确定公式的各计算数值i. 试选载荷系数Kt=1.6ii. 已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩T=16.79Nm=1.679104Nmm；iii. 由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；iv. 查文献【2】图10-26得端面重合度为 1=0.791，2=0.8804，所以，=1+2=0791+0.8804=1.6714 v. 齿数比 =z2z1=12425=4.96vi. 由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12；vii. 由文献【2】图10-30得区域系数ZH=

8、2.451viii. 由文献【2】图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MPa；ix. 由文献【2】式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLk=60142011630015=6.1344109N2=N1i1=2.0301094.95=1.24109x. 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.88，KHN2=0.90；xi. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由文献【2】式（10-12）得H1=KHN1Hlim2S=0.886001=528MPa，H2=KHN2Hlim2S=0.9

9、05501=495MPa，H=H1+H22=528+4952=511.5MPa2) 计算i. 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d1t32KtTdu1uZHZEH2=321.61.67910411.67145.954.952.451189.8511.52mm=31.73mm；ii. 计算圆周速度v=d1tn1601000=31.731420601000=2.36msiii. 计算齿宽b及模数mb=dd1t=131.73=31.73mm，mnt=d1tcosz1=31.73cos11.525=1.24mm，h=2.25mnt=2.251.24=2.79，bh=31.732.79=11.4

10、；iv. 计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318125tan11.5=1.62；v. 计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=2.36ms，7级精度，由文献【2】图10-8得KV=1.095，由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.4，由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.415，由b=11.4和KH=1.415，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.37故有载荷系数K=KAKVKHKH=11.0951.41.415=2.17；vi. 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由文献【2】式（10-10a）得

11、 d1=d1t3KKt=31.7332.171.6mm=35.12mm；vii. 计算法面模数mn=d1cosz1=35.12cos11.525mm=1.37mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值i. 由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；ii. 查文献【2】图10-18得KFN1=0.83，KFN2=0.86iii. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0

12、.835001.4=296.43MPa，F2=KFN2FE2S=0.863801.4=233.43MPaiv. 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.0951.41.37=2.1；v. 根据纵向重合度=1.62，查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88；vi. 计算当量齿数zv1=z1cos3=25cos311.5=26.57，zv2=z2cos3=124cos311.5=131.78；vii. 查取齿形系数由文献【2】表10-5查得YFa1=2.583，YFa2=2.155；viii. 查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得YSa1=1.598，YSa2=1.815；ix

13、. 计算大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa1YSa1F1=2.5831.598296.43=0.01392，YFa2YSa2F2=2.1551.815233.43=0.01675；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算2) 设计计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=322.11.6791040.88cos211.512521.67140.01675mm=1.03mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=1.37mm和由齿根弯曲强度计算的法面模数 mn=1.03mm，取法面模数mn=1.5mm，则同时符合。此时齿数不变，即z1=25，z2=124。4. 计算几何尺寸1)

14、 计算中心距a=z1+z2mn2cos=25+1241.52cos11.5mm=114.04mm将中心距圆整为114mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos25+1241.52114=11248因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正3) 计算大、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=1.525cos11248=38.26mm， d2=mnz2cos=1.5124cos11248=189.74mm； 4) 计算齿轮宽度b=dd1=138.26=38.26mm圆整后，取B2=40mm，B1=45mm；5. 计算所得结果汇总如表4备用名称符号小齿轮

15、大齿轮螺旋角11248端面模数mt1.53mm法面模数mn1.5mm法面压力角n20分度圆直径dd1=38.26mmd2=189.74mm齿顶高aa=afmn=1.5mm齿根高ff=（af+cn）mn=1.875mm齿顶圆直径dada1=41.26mmda2=192.74mm齿根圆直径dfdf1=34.51mmdf2=185.99mm齿宽B45mm40mm表46. 结构设计小齿轮直径小于160mm，故做成实心式（根据后面轴设计结果可知小齿轮应设计为齿轮轴）大齿轮采用腹板式结构，其尺寸如下：根据轴设计可知d=34mm,l=1.2d=40.8mm，取轮毂长度l=40mm倒角n=0.5mn=0.75

16、mmC=0.3B=12mmD0=da12mn=174.74mm,圆整为175D3=1.6d=54.4mm，圆整为54mmD1=0.5D0+D3=114.5mm，圆整为114mmD2=0.25D0D3=30.25mm,圆整为30mmr=5mmB. 第二级减速齿轮设计1. 选精度等级、材料及齿数1) 由【2】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。2) 精度等级选7级精度。3) 初选齿数小齿轮齿数Z3=19，Z4=854) 取螺旋角。初选螺旋角=14.5。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】

17、式（10-21）进行试算，即d3t32KtT1du1uZHZEH21) 确定公式的各计算数值i. 试选载荷系数Kt=1.6ii. 已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩T=80.66Nm=8.066104Nmm；iii. 由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；iv. 查文献【2】图10-26得端面重合度为 3=0.741，4=0.860，所以，=3+4=0.741+0.860=1.601 v. 齿数比 =z4z3=8519=4.47vi. 由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12；vii. 由文献【2】图10-30得区域系数ZH=2.429viii. 由文献【2】

18、图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim4=550MPa；ix. 由文献【2】式10-13计算应力循环次数N3=60njLk=60286.871163005=1.487109N4=N3i1=1.4871094.5=3.3108x. 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=0.96；xi. 计算接触疲劳许用应力取时效概率为1%，安全系数S1，由文献【2】式（10-12）得H3=KHN3Hlim3S=0.956001=570MPa，H4=KHN4Hlim4S=0.965501=528MPa，H=H3+H4

19、2=570+5282=549MPa2) 计算i. 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d3t32KtTdu1uZHZEH2=321.68.06610411.6015.54.52.429189.85492mm=51.174mm；ii. 计算圆周速度v=d3tn601000=51.174286.87601000=0.769msiii. 计算齿宽b及模数mb=dd1t=151.174=51.174mm，mnt=d1tcosz1=51.174cos14.519=2.61mm，h=2.25mnt=2.252.61=5.867，b=51.1745.867=8.72；iv. 计算纵向重合度=0.318

20、dz3tan=0.318119tan14.5=1.563；v. 计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=0.769ms，7级精度，由文献【2】图10-8得KV=1.04，由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.4，由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.4195，由b=8.72，KH=1.4195，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.342故有载荷系数K=KAKVKHKH=11.041.41.4195=2.0668；vi. 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由文献【2】式（10-10a）得 d3=d3t3KKt=

21、51.17432.06681.6mm=55.73mm；vii. 计算法面模数mn=d1cosz1=55.73cos14.519mm=2.84mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值i. 由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380Mpa；ii. 查文献【2】图10-18得KFN3=0.86，KFN4=0.90iii. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.865001.4

22、=307.14MPa，F4=KFN4FE4S=0.903801.4=244.29MPaiv. 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.041.41.342=1.954；v. 根据纵向重合度=1.563，查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88；vi. 计算当量齿数zv3=z3cos3=19cos314.5=20.94，zv4=z4cos3=85cos314.5=93.67；vii. 查取齿形系数由文献【2】表10-5查得YFa3=2.7624，YFa4=2.1927；viii. 查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得YSa3=1.5594，YSa4=1.7837；ix. 计算

23、大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa3YSa3F1=2.76241.5594307.14=0.01403，YFa2YSa2F2=2.19271.7837244.29=0.01601；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算2) 设计计算mn32KTYcos2dz32YFaYSaF=321.9548.0661040.88cos214.511921.6010.01601mm=1.93mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=2.84mm，大于由齿根弯曲强度计算的法面模数 mn=1.93mm，取法面模数mn=2.5mm，按接触疲劳强度算得的直径d1=55.73mm来计算应有的齿数。于是z3=

24、d1cosmn=55.73cos14.52.5=21.58取z3=21，则z4=uz3=4.521=94.5，取z4=954. 计算几何尺寸1) 计算中心距a=z1+z2mn2cos=21+952.52cos14.5mm=149.77mm将中心距圆整为150mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos21+952.52150=14506因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正3) 计算大、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=2.521cos14506=54.31mm， d2=mnz2cos=2.595cos14506=245.69mm； 4) 计

25、算齿轮宽度b=dd3=154.31=54.31mm圆整后，取B3=65mm，B4=60mm；5. 计算所得结果汇总如表5备用。名称符号小齿轮大齿轮螺旋角14506端面模数mt2.586mm法面模数mn2.5mm法面压力角n20分度圆直径dd3=54.31mmd4=245.69mm齿顶高aa=afmn=2.5mm齿根高ff=（af+cn）mn=3.125mm齿顶圆直径dada3=59.31mmda4=250.69mm齿根圆直径dfdf3=48.06mmdf4=239.44mm齿宽B65mm60mm表55. 结构设计1) 小齿轮直径小于160mm故做成实心式l=1.2d=40.8mm0.07d,故

26、取h=4mm, 则轴环处的直径d=62mm，轴环宽度b1.4h，取l=12mm。v. 由对称原则得大齿轮端面距箱体内壁的距离a=15+2.5=17.5mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮端面之间的距离为c=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=11mm。已知滚动轴承宽度B=20mm，高速级小齿轮轮毂长L=45mm。 则lIII=a+s+B+3=51.5mmlIVV=c+a+L+s-lIIIIV=73.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。vi. 轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键联接，按d=42mm，由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长

27、为70mm，滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6； 大斜齿轮与轴的周向定位采用平键，按d=54mm，由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，齿轮轮毂与轴的配合为，5. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角参照参考文献【2】表152。6. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7210C型圆角接触球轴承，由手册中查得a=17.4mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距， 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。（如图7所示）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看

28、出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及总弯矩M的值列于表7。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩表7图77. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据文献【2】式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得。因此，故安全。8. 轴承校核1) 由轴的设计计算可知输入轴滚动轴承选用7206C型角接触球轴承，查文献【1】表15-6得2) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：，3) 计算两轴承的计算轴向力和7210C型角接触球

29、轴承，按文献【2】表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，e初选为0.4Fd1=eFr1=0.41902N=761NFd2=eFr2=0.41324N=530NFd1+Fa4Fd2，故轴有向右窜动的趋势，轴承2压紧，轴承1放松Fa1C0r=0.76126.8=0.0284Fa2C0r=1.52126.8=0.0568由插值法得e1=0.398,e2=0.428,再计算Fd1=e1Fr1=0.3981902N=757NFd2=e2Fr2=0.4281324N=567NFa1C0r=0.75726.8=0.0283Fa2C0r=1.51726.8=0.0566两次计算的FaC0r相差不大，因此确定

30、e1=0.398,e2=0.428，4) 轴承当量动载荷P1和P2因为轴承运转中载荷平稳，按文献【2】表13-6，取，则 5) 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算 所以所选的轴承可满足寿命要求。9. 键的校核 由轴的设计计算可知所选平键分别为联轴器键，齿轮键 p1=2T103kld=2352.631030.5842(7012)=72.38MPap p2=2T103kld=2352.631030.51054(5016)=76.8MPap其中p=110MPa，故所选键安全。10. 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面III过盈配合引起的应力集中严重，同时受弯矩和扭矩和最大应力面很近，所以只校核截面III两侧（2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面III左侧的弯矩截面III上的扭矩T为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15