一级圆柱齿轮设计.docx
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一级圆柱齿轮设计
一级圆柱齿轮减速器设计
例：
如图1-1所示带式运输机传动方案，运输带工作拉力F=1600N，运输带速度V=1.5m/s，滚筒直径D=220mm，荐用电动机同步转速n=1500r/min。
工作条件：
载荷平稳，连续单向运转，两班制工（运输带与滚筒及支撑间的摩擦阻力已在F中考虑。
）
使用期限：
寿命10年，大修期3年。
动力来源：
三相交流电（220/380V）。
生产条件：
中型机械制造厂，可加工7、8级齿轮、涡轮。
生产批量：
小批量生产。
设计内容：
1减速器装配图一张（0#图纸）；
2零件工作图（2～3张）；
3设计计算说明书一份。
1-1
以下为在这种方案下设计的一级圆柱齿轮减速器的计算说明书·减速器装配图（如图1-5所示）及零件图（从动轴的零件图如图1-6所示；齿轮的零件图如图1-7所示）。
设计计算说明书
设计及计算
内容
计算及说明
结果
一、减速器
的结构与性
能介绍
1、结构形式
2、电动机的
选择
3.传动比的
分配
4.动力运动
参数计算
二·齿轮的
设计计算及
结果说明
1.校核齿
轮的弯曲
应力
2.齿轮的几
何尺寸计算
三．轴的设
计计算及校
核
1.轴的选材
及其许用应
力
2.按扭矩估
算最小直径
3.轴的结构
设计
4.危险截面
的强度校核
四．滚动轴
承的选择
五，键的
选择及校
核
六，连轴器
的选择
七，减速器
附件的选择
及简要说明
列表说明
八，减速器
润滑方式，
密封形式，
润滑油牌号
及用量的简
要说明
1．润滑方式
2.润滑油牌
及用量
3.密封形式
九．箱体主
要结果尺寸
的计算
十．设计小
结
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构
（1）工作机的功率PW
PW=FV/1000=1600×1.5÷1000=2.4（KW）
（2）总效率η总
η总=η带η齿轮η联轴器η滚筒η3轴承
=0.96×0.98×0.99×0.96×0.992=0.876
（3）所需电动机功率Pd
Pd=Pw/η总=2.4÷0.876=2.740（KW）
查《机械零件设计手册》得Ped=3KW
选Y100L2-4n满=1420r/min
工作机的转速n=60×1000v/（πD）
=60×1000×1.5÷（3.14×230）
=124.620r/min）
i总=n满/n=1420÷124.620=11.395
取i带=3，则i齿=11.395÷3=33.798
（1）转速n
n0=n满=1420r/min
nⅠ=n0/i带=n满/n带=1420÷3=473.333（r/min）
nⅡ=nⅠ/i齿=473.33÷3.798=124.627（r/min）
nⅢ=nⅡ=124.627（r/min）
（2）功率P
P0=Pd=2.740kW
PⅠ=P0η带=2.740×0.96=2.630（kw）
PⅡ=PⅠη齿轮η轴承=2.630×0.98×0.99=2.552（kw）
PⅢ=PⅡη联轴器η轴承=2.552×0.99×0.99=2.501（kw）
（3）转矩T
T0=9550P0/n0=9550×2.740÷1420=18.427（N.m）
TⅠ=T0η带i带=18.472×0.96×3=50.071（N.m）
TⅡ=TⅠη齿轮η轴承i齿=50.071×0.98×0.99×3.789
=176.487（N.m）
TⅢ=TⅡη联轴器η轴承i齿带=176.487×0.99×0.99×1
=172.975（N.m）
将上述数据列表如下
轴号
功率
P/KW
n/
（r/min-1）
T/
（N.m）
i
η
0
2.740
1420
18.427
3
0.96
Ⅰ
2.630
473.333
50.071
3.798
0.97
Ⅱ
2.552
124.627
176.487
1
0.98
Ⅲ
2.501
124.627
172.975
小齿轮选用45号钢，调质处理，HB=236
大齿轮选用45号钢，正火处理，HB=190
由《机械零件设计手册》查得，
бHlim1=580Mpa,бHlim2=530Mpa,SHlim=1
бFLIM1=215Mpa,бFLIM2=200Mpa,SFlim=1
【бH1】=580MPa,【БH2】=530MPa
【бF1】=244MPa,【бF2】=204MPa
（1）小齿轮的转矩T1
T1=9550P/n1=50.071（N.m）
（2）选载荷系数K
由原动机为电动机，工作机为带式传输机，载
荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。
查《机械
原理与机械零件》教材表得，K=1.1
（3）计算尺数比u
U=Z2/Z1=n1/n2=473.333÷124.627=3.798
（4）选择齿宽系数Ψd
根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布
置。
查《机械原理与机械零件》教材表得，
Ψd=1
（5）计算小齿轮分度圆直径d1
d1=776
KT1（u+1）/Ψd【БH2】2u=48.1（mm）
（6）确定齿轮模数m
a=d1（1+u）/2=48.1×（1+3.798）÷2=115.4（mm）
m=（0.007～0.02）a=（0.007～0.02）×111.4
取m=2
（7）确定齿轮的齿数Z1和Z2
Z1=d1/m=48.1÷2=24.05取Z1=26
Z2=uZ1=3.8×26=98.8取Z2=99
（8）实际齿数比u’
u’=Z2/Z1=98÷26=3.808
齿数比相对误差△u=（u-u’）/u
=（3.798-3.808）÷3.798
=-0.26﹪
△u<±2.5﹪允许
（9）计算齿轮的主要尺寸
d1=mz1=2×26=52（mm）
d2=mZ2=2×99=198（mm）
中心距a=1/2（d1+d2）=1÷2×（52+198）=125（mm）
齿轮宽度B2=Ψdd1=1×52=52（mm）
B1=B2+（5～10）=57～62（mm）取B1=57（mm）
（10）计算圆周转速v并选择齿轮精度
v=πd1nⅠ/（60×1000）
=3.14×52×473.333÷（60×1000）=1.288（m/s）
查表应取齿轮等级为9级，但根据设计要求
定齿轮精度等级为7级
（1）确定两齿轮的弯曲应力
由《机械零件设计手册》中的图表，查得
齿轮的弯曲疲劳极限为
бF1=215Mpa,бF2=200Mpa
取最小安全系数Sfmin=1
相对应力集中系数Ysr1=0.88,Ysr2=0.98
齿轮许用弯曲应力为
【бF1】=бF1/（Sfmin×Ysr1）=215÷（1×0.88）
=224MPa
【бF2】=бF2/（Sfmin×Ysr2）=200÷（1×0.98）
=204（MPa）
（2）计算两齿轮齿根的弯曲应力
YF1=13YF2=2.19
比较YF/【бF】的值
YF1/【бF1】=2.63÷244=0.0108
YF2/【бF2】=2.19÷04=0.0107
YF1/【бF1】>YF2/【бF2】
计算小齿轮齿根的弯曲应力为
бF1=2000KT1YF1/（B2Z1m2）
=2000×1×50.017×2.63/（52×22×26）
=48.701（Mpa）<【бF1】
齿轮的弯曲强度足够
齿顶圆直径da
da1=d1+2ha1=（Z1+2ha）m
=（26+2×1）×2=56（mm）
da2=d2+2ha2=（Z2+2ha）m
=（99+2×1）×2=202（mm）
齿全高h（c’=0.25）
h=（2ha’+c’）m=（2×1+0.25）×2=4.5（mm）
齿厚S
S=P/2=mπ/2=3.14×2÷2=3.14（mm）
齿根高hf=（ha’+c’）m=2.5（mm）
齿顶高ha=ha’m=2（mm）
齿根圆直径df
df1=d1-2hf=52-2×2.5=47（mm）
df2=d2-2hf=198-2×2.5=193（mm）
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹
板式结构
大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径d=ψ50（mm）
轮毂直径D1=1.6d=1.6×50=80（mm）
轮毂长度L=B2=52（mm）
轮缘厚度δ0=（3～4）m=6～8（mm）取δ0=8mm
轮缘内径D2=da-2h-2δ0=202-2×4.5-2×8=177（mm）
取D2=180mm
腹板厚度c=0.3B2=0.3×52=15.6（mm）取c=16（mm）
腹板中心孔直径
D0=0.5×（D2+D1）=0.5×（180+80）=130（mm）
腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25×（180-80）
=25（mm）取d0=25（mm）
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1（mm）
齿轮工作图如图1-2所示
由《机械零件设计手册》中的图表查得
选用45号钢，调质处理，HB217～225,
бb=650Mpa,бs=360Mpa,б-1=280Mpa
主动轴d1≥c3
p1/n1=1153
2.630÷473.333
=20.36（mm）
若考虑键d1=20.36×1.05=21.37（mm）
选取标准直径d1=22（mm）
从动轴d2≥c3
p2/n2=1153
2.552÷142.627
=30.13（mm）
考虑键槽d2=30.13×1.05=31.64（mm）
选取标准直径d2=32（mm）
根据轴上零件的定位，装拆方便，同时考虑到强度
的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴，如图
1-71所示
（1）从动轴的强度校核
圆周力Ft=2000T2/d2=2000×184.503÷198
=1863.667（N）
径向力fr=Fttanα=1863.667×tan20°
=680.170（N）
由于为直齿轮，径向力Fa=0
L=125mm
RHA=RHB=Ft/2=1863.667÷2=931.833（N）
MHC=RHA×L/2=931.833×125÷（2×1000）=58.240（N.m）
RVA=RVB=Fr/2=680.170÷2=340.085（N.m）
MVC=RVA×L/2=340.480×125÷（2×1000）=21.255（N.m）
扭矩T=184.503（N.m）
校核
Mc=
MHC2+MVC2=
58.242+21.2252=61.99（N.m）
Me=
Mc2+（αT）2=
61.992+（0.6×184.50）
=126.87（N.m）
由查表得，【б-1】b=55Mpa
d≥103
Me÷（0.1【б-1】b）
=103
126.87÷（0.1×55）=28.47（mm）
考虑键槽d=28.47×1.05=29.89（mm）
d=29.89mm<45mm
则强度足够
（2）主动轴的强度校核
L=120mm
RVA=RVB=Fr/2=680.170÷2=340.085（N.m）
MVC=RVA×L/2=340.480×120÷（2×1000）=20.41（N.m）
RHA=RHB=Ft/2=1863.667÷2=931.833（N）
MHC=RHA×L/2=931.833×120÷（2×1000）=55.91（N.m）
扭矩T=50.017（N.m）
校核
Mc=
MHC2+MVC2=
55.912+20.412=59.52（N.m）
Me=
Mc2+（αT）2=
59.522+（0.6×50.071）
=66.67（N.m）
由查表得，【б-1】b=55Mpa
d≥103
Me÷（0.1【б-1】b）
=103
66.67÷（0.1×55=23.0
考虑键槽d=23.0×1.05=24.15（mm）
d=24.15mm<30mm
则强度足够
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心
球轴承主动轴承根据颈值查《机械零件设计手册》
选择62062个（GB/T276-1993）
从动轴承62092个（GB/T276-1993）
寿命计划：
两轴承承受纯径向载荷
P=Fr=680.170NX=1Y=0
主动轴轴承寿命：
深沟球轴承6206，基本额定动
负荷Cr=15.2KNft=1ξ=3
L10h=106（Crft/p）ξ÷（60n）
=106×（15200÷680.170）3÷（60×473.333）
=39063（h）
预期寿命为：
10年，两班制
轴承寿命合格
L=10×300×16=48000h从动轴轴承寿命：
深沟球轴承6209，基本额定动
负荷
Cr=25.6KNft=1ξ=3
L10h=106（Crft÷p）ξ÷（60n）
=106×（25600÷680.170）3÷（60×124.627）
=7311129（h）
L=10×300×16=48000h预期寿命为：
10年，两班制
轴承寿命合格
1）动轴外伸端d=22mm考虑到键在轴的中部安装故选
键6×28GB1096-1990,b=6mm,L=28mm,h=6mm.选择45
钢，其许用挤压应力【δ】p=100Mpa
Бp=Ft/（h`l）=4000T/（hld）
=4000×50.071÷（6×22×22）=68.97Mpa<【δ】p
则强度足够，合格
2）从动轴外伸端d=32mm到键在轴的中部安装故选键
10×40GB1096-1990，b=10mm,L=40mm,h=8mm.选择45
钢，其许用挤压应力【δ】p=100Mpa
Бp=Ft/（h`l）=4000T/（hld）
=4000×184.503÷（8×30×32）=96.10Mpa<【δ】p
3）与齿轮连接处d=50mm,考虑到键在轴的中部安装,
故同一方位母线上，选键10*45GB1096-1990，
b=45mm,L=45mm,h=8mm.选择45钢，其许用挤压应力
【δ】p=100Mpa
Бp=Ft/（h`l）=4000T/（hld）
=4000×184.503÷（8×35×50）=52.72Mpa<【δ】p
则强度足够，合格
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑
装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器K=1.3
Tc=9500×KPπ/nπ=9500×1.3×2.552÷124.672
=254.223（N.m）
选用LX2型（GB12458—1990）弹性套柱销联轴器，
公称尺寸转矩Tn=560（N.m）,TcA型键，轴孔直径d=32～40mm,选d=32mm，轴孔长度
L=82mm
Lx2型弹性套柱销联轴器有关参数
型号
公称
转矩
T/（N
.m）
许用
转数
n/（r.
min-1）
轴孔
直径
d/mm
轴孔
长度
L/mm
外径
D/mm
材料
轴
孔
类
型
键
槽
类
型
LX2
560
6300
32
82
120
HT
200
Y
型
D
型
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6*16
GB5728-1986
螺栓
安装端盖
24
Q235
M8*25
GB5728-1986
销
定位
2
35
A6*40
GB117-1986
垫圈
调整安装
3
65Mn
10
GB93-1987
螺母
安装
3
A3
M10
GB6170-1986
油标尺
测量油
面高度
1
组合件
通气器
透气
1
A3
（1）齿轮V=1.2（m/s）<<12（m/s）,应用喷油润滑，
但考虑成本及需要用侵油润滑
（2）轴承采用润滑脂润滑
（1）齿轮润滑选用150号机械油（GB443-1989）,最低—
最高油面距（大齿轮）10～20mm，需油量为1.5L左右
（2）ZL-3型润滑脂（GB7324-1987）.
用油量为轴承间隙的1/3～1/2为宜
（1）箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
（2）观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行
密封
（3）轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端
与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡
加以密封
（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止
润滑油进入轴承内部
箱座壁厚δ=10mm
箱座凸缘厚度b=1.5,δ=15mm
箱盖厚度δ1=8mm
箱盖凸缘厚度b1=12mm
箱底底凸缘厚度p=2.5,δ=25mm
轴承旁凸台高度h=45mm,凸台半径R=20mm
齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm
大齿轮齿顶与内机壁距离△1=12mm
小齿轮端面与内机壁距离△2=15mm
上下机体筋板厚度m1=6.8mm，m=8.5mm
主动轴承端盖外径D1=105mm
从动轴承端盖外径D2=130m
地脚螺栓M16,数量6根
（1）了解和分析减速器的装配设计要领。
（2）确定各类传动零件的主要几何尺寸结构和主要
作用。
（3）对各传动部件进行强度计算和校核。
（4）对附件的选择要合理。
（5）对减速器的密封润滑的选择要合理。
（6）绘制装配图尺寸要准确，绘制完成装配图后仔
细检查和修改。
电动机选用
Y100L2-4
i带=3
i齿=3.798
Z1=26
Z2=99
d1=52（mm）
d2=198（mm）
a=125（mm）
B2=52（mm）
B157（mm）
v=1.288（m/s）
定为IT7
强度足够
da1=56mm
da2=202mm
h=4.5mm
S=3.14mm
P=6.28mm
hf=2.5mm
ha==2mm
df1=47mm
df2=193mm
d1=22mm
d2=32mm
主动轴承
62062个
从动轴承
62092个
主动轴外端键
6*28
GB1096-1990
从动轴外端键
10*40
GB1096-1990
与齿轮连接处
键
10*45
GB1096-1990
选用LX2型
弹性套柱销联
轴器
齿轮侵油润滑
轴承脂润滑
齿轮用150号
机械油
轴承用ZL-3型
润滑脂
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