二级齿轮减速器的设计.docx
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二级齿轮减速器的设计
课程设计说明书
设计题目：
二级齿轮减速器的设计
专业：
工业工程班级：
2011-2班
设计人：
豆春蕾
指导老师：
石永奎
山东科技大学
2015年01月10日
课程设计任务书
学院：
矿业与安全工程专业：
工业工程
班级：
2011-2姓名：
豆春蕾
一、课程设计题目：
二、课程设计主要参考资料：
（1）、精密机械设计
（2）、基础工业工程
三、课程设计主要要解决的问题：
（1）、带式运输机变速器经常烧毁的问题
（2）、带式运输机经常跑偏的问题
四、课程设计相关附件：
（1）、
（2）、
五、任务发出日期：
1月5日完成日期：
1月23日
指导老师签字：
系主任签字：
指导教师对课程设计的评语
指导教师签字：
年月日
1.设计目的
随着经济社会的发展，运输机在经营活动中扮演着越来越重要的角色。
其中，带式运输机在实际生活中是最常见的一种运输机，它主要是由运输带、电动机、变速器和支架组成。
但是，带式运输机在使用过程中往往会出现很多问题，比如运输带跑偏、电动机烧毁等。
其中，有很多问题是由变速箱引起的。
基于此，我设计了一个新型的减速箱，以改善带式运输机的使用状况。
设计一个用于带式运输机上的动力及传动装置。
运输机三班制连续单向运转。
工作时载荷平稳，小批量生产。
已知数据：
传输带的圆周力F/N:
900。
二级齿轮减速器原理图见图1.1。
图1.1
2.传动方案分析
传送带带速v/（m/s）:
2.5
滚筒直径D/mm:
300
使用期限/年：
10
带速允许公差：
5%
1.电机2.联轴器3.齿轮减速器4.联轴器5.运输带
合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。
任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。
本传动装置传动比不大，采用二级传动。
带式运输机是由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将力传入减速器3，再经联轴器4将动力传输至转筒5。
轴端连接选择弹性柱销联轴器。
见图1.2。
图1.2
3.原动件的选择和传动比的分配
1.原动件的选择
根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率ηw=0.96。
设计任务要求减速器的输入功率为:
Pw=Fv/1000ηw=（900×2.5）/（1000×0.96）=2.34kw。
而传动装置的效率：
η=η12×η23×η32=0.992×0.993×0.972=0.895
式中：
η1-----联轴器传动效率η2-----滚动轴承（一对）的效率η3-----闭合齿轮传动效率，常见机械效率参见表3.1
表3.1传动类型表
机械传动类型
传动效率
圆柱齿轮传动
闭式传动0.96-0.98
开式传动0.94-0.96
圆锥齿轮传动
闭式传动0.94-0.97
开式传动0.92-0.95
平型带传动
0.95-0.98
V型带传动
0.94-0.97
滚动轴承（一对）
0.98-0.995
联轴器
0.99-0.995
电动机所需功率为Pd=Pw/n=2.34/0.893=2.62kw
卷筒工作转速：
n=60×1000v/πD=（60×1000×2.5）/（π×300）=159.2r/min
而两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比ia范围为8~40。
所有电动机转速可选范围：
nd=n×ia=159.2×（8~40）=1273.6~6368r/min。
查精密机械设计书
初步确定原动机的型号为Y100L2-4，额定功率为p=3kw，
满载转速为n0=1420r/min，额定转矩为2.2N·mm，
最大转矩为2.3N·mm。
2.传动比的分配
由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：
I=no/n3=1420/159.2=8.92。
对于二级展开式圆柱齿轮减速器，当二级齿轮的材质相同，齿宽系数相等时，卫视齿轮浸油深度大致相近，且低速机大齿轮直径略大，高速级传动比i1=3.53。
低速级传动比i2=i/i1=8.92/3.53=2.52
4.各轴动力与运动参数的计算
1.各轴的转速
nⅠ=n0=1420r/min
nⅡ=nⅠ/i1=1420/3.53=402.27r/min
nⅢ=nⅡ/i2=402.27/2.52=159.63r/min
2.各轴的的输入功率
P0=3kw
pⅠ=P0×（η1×η2）=3×（0.99×0.99）kw=2.94kw
pⅡ=pⅠ×（η3×η2）=2.94×（0.97×0.99）kw=2.82kw
pⅢ=pⅡ×（η3×η2×η1）=2.82×（0.97×0.99×0.99）=2.68kw
3.各轴的转矩
T0=9.55×610×p0/n0=9.55×610×3/1420=20.176N·m
TⅠ=9.55×610×pⅠ/nⅠ=9.55×610×2.94/1420=19.72N·m
TⅡ=9.55×610×pⅡ/nⅡ=9.55×610×2.82/402.27=66.947N·m
TⅢ=9.55×610×pⅢ/nⅢ=9.55×610×2.68/159.63=160.333N·m
计算结果如表4.1所示。
表4.1轴的参数表
项目
电动机轴
高速轴1
高速轴2
高速轴3
转速（r/min）
1420
1420
402.27
159.63
功率（kw）
3
2.94
2.82
2.68
转矩（N·m）
2.2
19.72
66.947
163.33
传动比
1
1
3.53
2.52
5.传动件设计计算（齿轮）
1.高速齿轮的计算
对于高速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表5.1所示。
表5.1高速齿轮参数表
输入功率（kw）
小齿轮转速（r/min）
齿数比
小齿轮转矩（N·m）
载荷系数
2.94
1420
3.53
19.72
1.3
2.选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；由表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，二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝20×3.53=70.6，取z2=71的；
3.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。
按式（5.1）试算，即
（5.1）
（1）确定公式内的各计算数值，
1）试选Kt＝1.3
2）选取尺宽系数υd＝1
3）查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
4）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
5）计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×1420×1×（3×8×365×10）＝7500000000
N2＝N1/3.53＝2100000000此式中j为转一圈同一齿面的啮合次数。
Ln为齿轮的工作寿命，单位小时
6）查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，得
[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa
[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5Mpa
试算小齿轮分度圆直径d1t，见式5.2与式5.3
（5.2）
1）计算圆周速度
2）计算齿宽b、模数m、齿高h等参数
4）计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=2.794m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.25；
查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHβ=1.417
由b/h=8.89，KHβ=1.417
查得KFβ=1.33直齿轮KHα=KFα=1。
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.25×1×1.417=1.7769
5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得
6）计算模数m
4.按齿根弯曲强度设计
（5.3）
（1）确定计算参数
1）由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88。
计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4，可得
2）计算载荷系数
3）查取应力校正系数可得，
Ysa1=1.55；Ysa2=1.77
Yfa1=2.80；Yfa2=2.22。
4）计算大、小齿轮的
并加以比较
（2）设计计算
对结果进行处理，取m=2，
。
大齿轮齿数
取Z2=75。
5.几何尺寸计算
1）计算大、小齿轮的分度圆直径
2）计算中心距
3）计算齿轮宽度
b1=47mm
b2=42mm
备注齿宽一般是小齿轮的齿宽一般比大齿轮的齿宽多5-10mm，由此可得设计参数如表5.2所示。
表5.2齿轮参数表
模数
分度圆直径（mm）
齿宽（mm）
齿数
大齿轮
2
42
47
21
小齿轮
2
150
42
75
二齿轮因齿轮齿顶圆直径小于160mm，故以都选用实心结构的齿轮。
6.低速齿轮的计算
对于低速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表5.3所示
表5.3低速齿轮参数表
输入功率（kw）
小齿轮转速（r/min）
齿数比
小齿轮转矩（N·m）
载荷系数
2.82
402.27
2.52
66.947
1.3
7.选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；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，二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝20×2.52=50.4，取51；
8.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
（5.4）
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选Kt＝1.3
2）由表10－7选取尺宽系数υd＝1
3）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
4）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
5）由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×402.27×1×（3×8×365×10）＝2.114×109
N2＝N1/2.52＝8.39×108
此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。
Ln为齿轮的工作寿命，单位小时
6）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，得
[σH]1＝0.90×600MPa＝540Mpa
[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5Mpa
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t
2）计算圆周速度
3）计算齿宽b及模数m
b=1×58.5105mm=58.5105mm
mt=2.9255
h=2.25mt=2.25×2.9255mm=6.5824mm
b/h=58.5105/6.5824=8.8889
4）计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.2324m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.14；7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHβ=1.426。
由b/h=8.8889，KHβ=1.426，查得KFβ=1.33直齿轮KHα=KFα=1。
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1×1.426=1.62564。
5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得
计算模数m，可得
9.按齿根弯曲强度设计
由精密机械设计参考书得：
（1）确定计算参数
查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度
σF2=380MPa
由10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见表10-12得
1）计算载荷系数
K=1×1.14×1×1.33=1.5162
2）查取应力校正系数
查得YFa1=2.80;YFa2=2.28
查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.73
3）计算大、小齿轮的
并加以比较
所以，大齿轮的数值比较大。
（2）设计计算
对结果进行处理取m=2.5，（根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数Z1=d1/m=63.0316/2.5＝25.2126≈26
大齿轮齿数Z2=i×Z1=2.52×26=65.52≈66
10.几何尺寸计算
1）计算齿轮宽度
d1=z1m=26×2.5=65mm，d2=z2m=66×2.5=165mm
2）计算中心距
a=（d1+d2）/2=（65+165）/2=115
3）计算大、小齿轮的分度圆直径b=υd×d1b=65mmB1=70mm；
B2=65mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm
由此设计有表5.4所示。
表5.4齿轮参数表
模数
分度圆直径（mm）
齿宽（mm）
齿数
大齿轮
2.5
65
70
26
小齿轮
2.5
165
65
66
11.结构设计
小齿轮因齿轮齿顶圆直径又小于150m，故以选用实心结构的齿轮。
大齿轮齿顶圆直径大于150mm，所以选用式结构的齿轮。
所有齿轮设计如表5.5所示
表5.5大、小齿轮基本参数表
模数
分度圆直径（mm）
齿宽（mm）
齿数
高速小齿轮
2
42
47
21
高速大齿轮
2
150
42
75
低速小齿轮
2.5
65
70
26
低速大齿轮
2.5
165
65
66
6轴的设计
在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度
1.低速轴3的设计
根据精密机械设计参考书，对低速轴的参数初步设计如6.1所示
表6.1低速轴的基本参数表
功率（kw）
转矩（N·m）
转速（r/min）
分度圆直径（mm）
压力角
2.38
163.33
159.63
165
20
2.求作用在齿轮上的力
初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45号钢。
选取A0=112。
于是有
此轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径
d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。
3.联轴器的型号的选取
取Ka=1.5则；Tca=Ka×T3=1.5×163.33=244.995N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003，选用GY5型凸缘式联轴器，其公称转矩为400N·m。
半联轴器的孔径d1=30mm.固取d1-2=30mm。
半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm。
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图6.1所示
图6.1零件的装配图
（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=37mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mm
2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据d2-3=37mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm,故d3-4=d7-9=40mm，L7-9=15mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
定位轴肩高度h=4mm，因此取d6-7=48mm。
3）取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=45mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为65，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L4-5=62mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.07~0.1倍）这里取轴肩高度h=4mm.所以d5-6=53mm.轴的宽度取b≥1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm.
4）轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）。
根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。
固取L2-3=40mm。
取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm，小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=15m吗，小齿轮的轮毂长L=47mm，则L3-4=T+s+a+（65-62）=38mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm轴承采取脂润滑，考虑封油盘的长度，L7-8=10mm，d7-8=43mm至此已初步确定轴得长度。
5）轴上零件得周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。
按d4-5=45mm，由参考文献1表6-1查得平键的截面b×h=14×9（mm），L=50mm同理按d1-2=30mm.b×h=10×8,L=70。
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。
半联轴器与轴得配合选H7/k6。
滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
6）确定轴的的倒角和圆角参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为1.2×45°。
见图6.2
图6.2二级直齿减速器示意
5.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。
在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照参考文献1图15-23。
对于6008，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。
因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图
Ft=758.1979
Fr=720.573N
Fnh1=1327.091N
Fnh2=652.667Mh=652.667×122×10-3=79.62337N·m
Fnv1=483.023N
Fnv2=237.55N
Mv=483.023×60×10-3=228.98138N·m
对计算结果进行统计，见表6.1
表6.1轴的参数表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F（N）
Fnh1=1327.091
Fnh2=652.667
Fnv1=483.023
Fnv2=237.55
弯矩（N·m）
MH=79.62337
MV=228.98138
总弯矩（N·m）
M总=84.734
扭矩（N·m）
T3=163.333
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据式5.4及表6.1中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。
当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取
≈0.6）
7.初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
选择深沟球轴承6005号轴承
8.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，见图6.3
图6.3高速轴的装配方案图
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为L=15+76+6+62+38=197mm，由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm，直径d1-2=d5-6=25mm。
轴承采用轴肩定位由参考文献[2]查得6005号轴承的轴肩高度为2.5mm，所以d2-3=d4-5=30mm。
两齿轮的中间采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.07~0.1倍）这里取轴肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm。
根据低速轴齿轮位置和齿轮宽度，确定中间轴齿轮位置和轴长。
L1-2=35.5mm；L2-3=67mm，L3-4=17.5mm，L4-5=39mm,L5-6=38mm
（3）轴上零件的周向定位齿轮﹑轴的周向定位都采用平键联接。
按d4-5=30mm由参考文献[1]表4-1查得平键的截面b×h=10×8（mm）,l2-3=50mm，l4-5=32mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。
滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
（4）确定轴的的倒角和圆角参考参考文献表15-2，取轴端倒角为1×45°。
9.高速轴1的设计
根据精密机械设计参考书，高速轴的参数初步设计如表6.2。
表6.2高速轴的参数表
功率（kw）
转矩（N·m）
转速（r/min）
分度圆直径（mm）
压力角
2.94
19.72
1420
42
20
10.求作用在齿轮上的力
初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45号钢。
根据参考文献1表15-3选取A0=112。
于是有
取Ka=1.5则；Tca=Ka×T3=1.5×19.72=29.58N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB5843-2003，选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63N·m。
半联轴器的孔径d1=16mm.固取d7-8=16mm
11.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图6.4所示。
图6.4低速轴装配方案图
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求7-8轴段右端要求制出一轴肩；固取6-7段的直径d6-7=22mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。
半联轴器与轴配合的毂孔长L1=42mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取7-8断的长度应比L1略短一些，现取L7-8=40mm
1）初步选择滚动轴承。
选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据d6-7=22mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承6005，其尺寸为d×D×B=25m×47mm×12mm,故d5-6=d1-2=25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
定位轴肩高度h=2.5mm，因此取d2-3=30m
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