二级齿轮减速器设计

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

目录

1. 设计目的 ............................................................. 错误！未定义书签。

2. 传动方案分析...................................................... 错误！未定义书签。

3. 原动件的选择和传动比的分配 .......................... 错误！未定义书签。

4. 各轴动力与运动参数的计算 .............................. 错误！未定义书签。

5. 传动件设计计算（齿轮） .................................. 错误！未定义书签。

6 轴的设计 ............................................................ 错误！未定义书签。7．滚动轴承的计算................................................. 错误！未定义书签。8．连接的选择和计算............................................. 错误！未定义书签。9．润滑方式、润滑油牌及密封装置的选择.......... 错误！未定义书签。

10.设计小结 ............................................................. 错误！未定义书签。

11.参考文献 ............................................................. 错误！未定义书签。

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

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 =2.94 kw

pⅡ= pⅠ×(η3×η2)=2.94×(0.97×0.99) kw =2.82 kw

pⅢ= pⅡ×(η3×η2×η1 )=2.82×(0.97×0.99×0.99)=2.68 kw

3.各轴的转矩

T0=9.55×610×p0/n0=9.55×610×3/1420=20.176 N·m

TⅠ=9.55×610×pⅠ/nⅠ=9.55×610×2.94/1420=19.72 N·m

TⅡ=9.55×610×pⅡ/nⅡ=9.55×610×2.82/402.27=66.947 N·m

TⅢ=9.55×610×pⅢ/nⅢ=9.55×610×2.68/159.63=160.333 N·m

计算结果如表4.1所示。

表4.1 轴的参数表

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

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=0.85 KFN2=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

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

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=1.2324 m/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=0.85 KFN2=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×d1 b=65mm B1=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

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

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

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400 N·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