二级斜齿齿轮圆柱减速器机械设计计算说明书.docx
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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
5.1V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
ηa=η1η24η32η4η5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5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=
1.47KW
电动机所需工作功率为:
pd=
1.78KW
工作机的转速为:
n=32r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（16~160）×32=512~5120r/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
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
90mm
335×190
140×125
10mm
24×50
8×20
3.2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=i0×i
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=631.11r/min
中间轴：
nII=nI/i12=631.11/5.06=124.73r/min
输出轴：
nIII=nII/i23=124.73/3.9=31.98r/min
工作机轴：
nIV=nIII=31.98r/min
（2）各轴输入功率:
输入轴：
PI=Pd×η1=1.78×0.96=1.71KW
中间轴：
PII=PI×η2⋅η3=1.71×0.99×0.97=1.64KW
输出轴：
PIII=PII×η2⋅η3=1.64×0.99×0.97=1.57KW
工作机轴：
PIV=PIII×η2⋅η4=1.57×0.99×0.99=1.54KW
则各轴的输出功率：
输入轴：
PI'=PI×0.99=1.69KW
中间轴：
PII'=PII×0.99=1.62KW
中间轴：
PIII'=PIII×0.99=1.55KW
工作机轴：
PIV'=PIV×0.99=1.52KW
（3）各轴输入转矩:
输入轴：
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
5.99Nm
所以：
输入轴：
TI=Td×i0×η1=5.99×4.5×0.96=25.88Nm
中间轴：
TII=TI×i12×η2×η3=25.88×5.06×0.99×0.97=125.75Nm
输出轴：
TIII=TII×i23×η2×η3=125.75×3.9×0.99×0.97=470.96Nm
工作机轴：
TIV=TIII×η2⋅η4=470.96×0.99×0.99=461.59Nm
输出转矩为：
输入轴：
TI'=TI×0.99=25.62Nm
中间轴：
TII'=TII×0.99=124.49Nm
输出轴：
TIII'=TIII×0.99=466.25Nm
工作机轴：
TIV'=TIV×0.99=456.97Nm
第五部分V带的设计
5.1V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=1.1×1.78kW=1.96kW
2.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=56mm。
2）验算带速v。
按课本公式验算带的速度
8.32m/s
因为5m/s3）计算大带轮的基准直径。
根据课本公式，计算大带轮的基准直径
dd2=i0dd1=4.5×56=252mm
根据课本查表，取标准值为dd2=250mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。
2）由课本公式计算带所需的基准长度
Ld0≈
≈1499mm
由表选带的基准长度Ld=1540mm。
3）按课本公式计算实际中心距a0。
a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1540-1499）/2mm≈520mm
按课本公式，中心距变化范围为497~566mm。
5.验算小带轮上的包角α1
α1≈180°-（dd2-dd1）×57.3°/a
=180°-（250-56）×57.3°/520≈158.6°>120°
6.计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=56mm和nm=2840r/min，查表得P0=0.33kW。
根据nm=2840r/min，i0=4.5和Z型带，查表得∆P0=0.04kW。
查表得Kα=0.94，查表得KL=1.54，于是
Pr=（P0+∆P0）KαKL=（0.33+0.04）×0.94×1.54kW=0.54kW
2）计算V带的根数z
z=Pca/Pr=1.96/0.54=3.63
取4根。
7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m，所以
F0=
=
=53.02N
8.计算压轴力FP
FP=2zF0sin（α1/2）=2×4×53.02×sin（158.6/2）=416.73N
9.主要设计结论
带型
Z型
根数
4根
小带轮基准直径dd1
56mm
大带轮基准直径dd2
250mm
V带中心距a
520mm
带基准长度Ld
1540mm
小带轮包角α1
158.6°
带速
8.32m/s
单根V带初拉力F0
53.02N
压轴力Fp
416.73N
5.2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D
D=24mm
24mm
分度圆直径dd1
56mm
da
dd1+2ha
56+2×2
60mm
d1
（1.8~2）d
（1.8~2）×24
48mm
B
（z-1）×e+2×f
（4-1）×12+2×7
50mm
L
（1.5~2）d
（1.5~2）×24
48mm
2.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=16mm
16mm
分度圆直径dd1
250mm
da
dd1+2ha
250+2×2
254mm
d1
（1.8~2）d
（1.8~2）×16
32mm
B
（z-1）×e+2×f
（4-1）×12+2×7
50mm
L
（1.5~2）d
（1.5~2）×16
32mm
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=24×5.06=121.44，取z2=121。
（4）初选螺旋角β=14°。
（5）压力角α=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。
①试选载荷系数KHt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩
T1=25.88N/m
③选取齿宽系数φd=1。
④由图查取区域系数ZH=2.44。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20°/cos14°）=20.561°
αat1=arccos[z1cosαt/（z1+2han*cosβ）]
=arccos[24×cos20.561°/（24+2×1×cos14°）]=29.982°
αat2=arccos[z2cosαt/（z2+2han*cosβ）]
=arccos[121×cos20.561°/（121+2×1×cos14°）]=22.853°
端面重合度：
εα=[z1（tanαat1-tanαt）+z2（tanαat2-tanαt）]/2π
=[24×（tan29.982°-tan20.561°）+121×（tan22.853°-tan20.561°）]/2π=1.663
轴向重合度：
εβ=φdz1tanβ/π=1×24×tan（14°）/π=1.905
重合度系数：
Zε=
=
=0.664
⑦由式可得螺旋角系数
Zβ=
=
=0.985
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×631.11×1×5×300×1×8=4.54×108
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=4.54×108/5.06=8.98×107
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.9、KHN2=0.93。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=
=540MPa
[σH]2=
=
=511.5MPa
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=511.5MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
=
=30.459mm
（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
①圆周速度v
v=
=
=1.01m/s
②齿宽b
b=
=
=30.459mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA=1.25。
②根据v=1.01m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.08。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1/d1t=2×1000×25.88/30.459=1699.334N
KAFt1/b=1.25×1699.334/30.459=69.74N/mm<100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.4。
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，KHβ=1.339。
则载荷系数为：
KH=KAKVKHαKHβ=1.25×1.08×1.4×1.339=2.531
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1=
=30.459×
=38.033mm
及相应的齿轮模数
mn=d1cosβ/z1=38.033×cos14°/24=1.538mm
模数取为标准值m=2mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=
=
=149.434mm
中心距圆整为a=150mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=
=
=14.843°
即：
β=14°50′35″
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=
=
=49.655mm
d2=
=
=250.345mm
（4）计算齿轮宽度
b=σd×d1=1×49.655=49.655mm
取b2=50mm、b1=55mm。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
σF=
≤[σF]
1）确定公式中各参数值
①计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3β=24/cos314.843°=26.569
ZV2=Z2/cos3β=121/cos314.843°=133.955
②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε
基圆螺旋角：
βb=arctan（tanβcosαt）=arctan（tan14.843°×cos20.561°）=13.936°
当量齿轮重合度：
εαv=εα/cos2βb=1.663/cos213.936°=1.765
轴面重合度：
εβ=φdz1tanβ/π=1×24×tan14.843°/π=2.025
重合度系数：
Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.765=0.675
③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ
Yβ=1-εβ
=1-2.025×
=0.75
④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.58YFa2=2.16
YSa1=1.62YSa2=1.83
⑤计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFα=1.4
根据KHβ=1.339，结合b/h=11.11查图得KFβ=1.309
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1.25×1.08×1.4×1.309=2.474
⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
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
[σF]1=
=
=303.57MPa
[σF]2=
=
=241.57MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=
=
=54.946MPa≤[σF]1
σF2=
=
=51.964MPa≤[σF]2
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=2mm，压力角α=20°，螺旋角β=14.843°=14°50′35″，中心距a=150mm，齿宽b1=55mm、b2=50mm。
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m
2mm
2mm
齿数z
24
121
螺旋角β
左14°50′35″
右14°50′35″
齿宽b
55mm
50mm
分度圆直径d
49.655mm
250.345mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
2mm
2mm
齿根高hf
m×（ha+c）
2.5mm
2.5mm
全齿高h
ha+hf
4.5mm
4.5mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
53.655mm
254.345mm
齿根圆直径df
d-2×hf
44.655mm
245.345mm
6.2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=25×3.9=97.5，取z4=98。
（4）初选螺旋角β=13°。
（5）压力角α=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。
①试选载荷系数KHt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩
T2=125.75N/m
③选取齿宽系数φd=1。
④由图查取区域系数ZH=2.45。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20°/cos13°）=20.482°
αat1=arccos[z3cosαt/（z3+2han*cosβ）]
=arccos[25×cos20.482°/（25+2×1×cos13°）]=29.661°
αat2=arccos[z4cosαt/（z4+2han*cosβ）]
=arccos[98×cos20.482°/（98+2
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