二級齒輪減速器課程設計說明書

1、 目錄1、 傳動裝置的總體設計.2（1） 設計題目.2（2） 電動機的選擇.2（3） 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比.3（4） 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù).42、 傳動零件的設計計算.5（1） 高速級齒輪的設計及校核.5（2） 低速級齒輪的設計及校核.93、 軸的設計計算.13（1） 軸的設計.13（2） 軸的設計.15（3） 軸的設計及校核.16 四.軸上軸承壽命的校核計算.215. 減速器結構尺寸的設計.226. 參考文獻.24 計算說明1、 傳動裝置的總體設計（1） 設計題目課程設計題目為:帶式運輸機傳送裝置1 設計數(shù)據(jù)及要求設計的原始數(shù)據(jù)要求：,，機器年產(chǎn)量：中批， 機器工作

2、環(huán)境：選煤廠， 機器的載荷特性：中等沖擊 機器的最短工作年限：5年3班2 傳動裝置簡圖（二）選擇電動機1. 選擇電動機的類型根據(jù)設計要求和工作條件，選用Y系列三相籠型異步電動機，其結構為防爆式，電壓為380V。2. 選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機輸送帶間的總效率為其中式中，聯(lián)軸器的傳動效率， 軸承的傳動效率， 齒輪傳動的效率， 帶輪的傳動效率。由參考文獻1表9.1，取，則故電動機所需的工作功率為3. 確定電動機的轉速由參考文獻1表9.1得，二級展開式圓柱齒輪減速器推薦的傳動比范圍為，而工作機的轉速為所以電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速為750r/min，1000

3、 r/min，1500 r/min或3000r/min四種，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定采用同步轉速為1000 r/min的電動機，另還要求電動機的額定工作功率大于所需電動機的傳動功率。4. 選擇電動機的型號及參數(shù)根據(jù)電動機的類型、容量和轉速，選定電動機型號為YB132S1-6。其主要性能如下：電動機型號額定功率（kw）滿載轉速（r/min）額定電壓（V）額定電流（A）YB132S1-639703807.3電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表：型號HABCDEFGKABADACHDAABBHAYB132S1-6132216140893880103

4、3122802002704206019018（三）計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1. 總傳動比為2. 分配傳動比式中分別，為分別高速級和低速級的傳動比，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取，所以（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1. 各軸的轉速軸軸軸 傳送帶軸 2. 各軸的輸入功率軸 軸 軸 傳送帶軸 3. 各軸的輸入轉矩電機軸的輸出轉矩，所以軸軸軸帶輪軸 將上述計算結果匯總于下表，以備查用 軸名功率P（kw）轉矩T(Nmm)轉速n(r/min)傳動比i效率電機軸2.682609097010.99軸2.65258299704.060.96軸2.54100703238.922.900

5、.96軸2.4428044582.3810.98帶輪軸2.3927486482.382 傳動零件的設計計算因為斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性較好，且沖擊和噪聲小，所以減速器內(nèi)部的齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計1.選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級考慮到帶式運輸機為一般機械，且要求成批生產(chǎn)，故毛坯需用鍛造工藝，大、小齒輪均選用，調(diào)質(zhì)處理，采用軟齒面，由參考文獻2表6.2得，齒面硬度為,選用8級精度。2.初步計算傳動主要尺寸 由于是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。由式6.21，即式中各參數(shù)為：1） 小齒輪傳遞的扭矩2） 設計時因v值未知，動載系數(shù)不能確定，通過估算初選

6、載荷系數(shù)3） 由表6.6取齒寬系數(shù)。4） 由表6.5查得彈性系數(shù)5） 因為分度圓螺旋角選得太小，會使斜齒輪的特點表現(xiàn)不明顯，選得太大，又會導致軸向力過大，一般取，這里初選，由圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。6） 齒數(shù)比。7） 初選小齒輪齒數(shù)，則。由式6.1得端面重合度由式6.2得軸面重合度由圖6.16查得重合度系數(shù)8） 由圖6.26查得螺旋角系數(shù)9） 許用接觸應力由式6.26，算得，由圖6.29e查得接觸疲勞極限應力小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為由圖6.30查得壽命系數(shù),(允許有局限性點蝕)當要求的失效概率為1%時，由表6.7，取安全系數(shù)，故 所以取初算小齒輪1的分度圓直徑得， 3.確定傳

7、動尺寸1） 計算載荷系數(shù)查表6.3查得使用系數(shù)因為由圖6.7得動載系數(shù)。由圖6.12得齒向載荷分布系數(shù)(非對稱布置，軸剛度大)由表6.4得齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù)因為相幾乎無差異，故不需對進行修正，即2） 確定模數(shù)按表6.1，取。3） 計算傳動尺寸中心距圓整為，則分度圓螺旋角因值與初選值相差較大，故與值相關數(shù)值需要修正，修正后的結果是：，可見值改變后變化不大，因此不在修正和。故 （可?。┯?，取。又，取。(1) 校核齒根彎曲疲勞強度式中各參數(shù)為：1）同前，齒寬2）當量齒數(shù)由圖6.20查得齒形系數(shù)，由圖6.21查得應力修正系數(shù),3）由圖6.22查得重合度系數(shù)4）由圖6.28查得螺旋角系數(shù)5）許用

8、彎曲應力可由算得，由圖6.29f查得彎曲疲勞極限應力由圖6.32查得壽命系數(shù)安全系數(shù)；與疲勞點蝕相比，斷齒的后果更為嚴重。所以，一般取=1.25所以滿足齒根彎曲疲勞強度(二).低速級斜齒圓柱齒輪設計1.選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級材料、熱處理方式和精度等級與高速級相同，大、小齒輪均選用，采用調(diào)質(zhì)處理，軟齒面，選用8級精度。2.初步計算傳動主要尺寸 仍按齒面接觸疲勞強度進行設計式中各參數(shù)含義同上，具體數(shù)值如下：1）2） 初選載荷系數(shù)。3） 齒寬系數(shù)。4） 彈性系數(shù)5） 初選分度圓螺旋角，則節(jié)點區(qū)域系數(shù)。6） 齒數(shù)比。7） 初選小齒輪齒數(shù)，則取。端面重合度由式6.2得軸面重合度重合度系數(shù)8）

9、 螺旋角系數(shù)9） 許用接觸應力 由圖6.29e查得接觸疲勞極限應力小齒輪3和大齒輪4的應力循環(huán)次數(shù)分別為，因此取，取則壽命系數(shù)(允許有局限性點蝕)失效概率為1%時，取安全系數(shù)，故所以取初算小齒輪3的分度圓直徑，得 3.確定傳動尺寸1） 計算載荷系數(shù)查表6.3得使用系數(shù)因為由圖6.7得動載系數(shù)由圖6.12得齒向載荷分布系數(shù)(非對稱布置，軸剛度大)由表6.4得齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù)2） 因與初選有差異，需對進行修正，即3） 確定模數(shù)按表6.1，取4） 計算傳動尺寸中心距圓整為，則分度圓螺旋角因值與初選值相差較大，故與值相關數(shù)值需要修正，修正后的結果是：, ，可見值改變后變化不大，因此不在修正和

10、。故由，取又，取(1) 校核齒根彎曲疲勞強度式中各參數(shù)為：1）同前。齒寬2）當量齒數(shù)由圖6.20查得齒形系數(shù)，由圖6.21查得應力修正系數(shù),3）由圖6.22查得重合度系數(shù)4）由圖6.28查得螺旋角系數(shù)5）許用彎曲應力由圖6.29f查得彎曲疲勞極限應力由圖6.32查得壽命系數(shù)由表6.7查得安全系數(shù)，取則所以滿足齒根彎曲疲勞強度將上述設計結果用表格表示如下：(長度單位 mm)齒輪齒數(shù)模數(shù)分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓螺旋角齒寬中心距121243.58547.58538.58515.499°50110285176.415180.415171.415443252.566.32871.3

11、2860.07819.56°70130473193.677198.677192.427634.驗證兩個大齒輪潤滑的合理性兩個大齒輪的分度圓直徑。浸油深度不能過淺也不能過深。通常一般的推薦滿足浸油潤滑條件的值為油的深度大于10mm，小于3個全齒高。齒輪4的全齒高為，3個全齒高為.如圖所示可知，兩個大齒輪可同時滿足浸油條件。5.根據(jù)所選齒數(shù)修訂減速器運動學和動力學參數(shù)軸名功率P(Kw)轉矩T/(N.mm) 轉速n/ (r/min) 傳動比i 效率 電機軸2.682609097014.052.9210.990.960.96 0.98 軸2.6525829970 軸2.54100397239

12、.65 軸2.4428152082.07 帶輪軸2.3927591882.07三軸的設計和計算（一）軸1. 傳動件主要尺寸及電動機有關尺寸見上2. 選定聯(lián)軸器的類型由于工作機的載荷性質(zhì)為中等沖擊，因此連接電動機和減速器高速軸的聯(lián)軸器，即連接工作機和減速器低速軸的聯(lián)軸器考慮良好的減震性能，故采用彈性元件的撓性聯(lián)軸器。3. 選擇軸的材料考慮結構尺寸可能出現(xiàn)的特殊要求（1號小齒輪，其材料為，調(diào)質(zhì)，可能需要使用齒輪軸）傳遞扭矩及高轉速，選用材料，調(diào)質(zhì)，以獲得良好的綜合機械性能。4. 初算軸徑按扭矩強度初定該軸最小直徑，,由參考文獻2表9.4,，取則由于該軸上有一個鍵槽，軸徑適當增加5%，5.軸系部件的

13、結構設計（1）軸系部件的結構形式為了方便軸系部件的裝拆，減速器機體采用剖分式結構，因傳遞的功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估算軸不會很長，故軸系部件采用兩段固定式，因此設計的軸系部件的結構形式如圖， （2） 軸段1上述所求的，就是軸段1的最小直徑，考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，與電機輸出軸相連，因此軸段1的設計與聯(lián)軸器的設計同時進行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接的兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。擬選用型彈性聯(lián)軸器,計算轉矩聯(lián)軸器傳遞的名義轉矩，載荷系數(shù)，工作機為帶式運輸機，電機軸的軸徑為38 mm，,綜合考慮選用型聯(lián)軸器，其軸孔直徑，所以最終確定。(3) 軸段2在確定軸段2軸徑時，應考慮聯(lián)軸

14、器的固定與軸段上透蓋的密封兩個方面，考慮滾動軸承的潤滑方式，根據(jù)速度因數(shù)選擇，所以軸承采用脂潤滑。由于齒輪線速度，且工作環(huán)境多塵，故采用內(nèi)包骨架唇形密封圈密封。聯(lián)軸器的左端由軸肩固定，由參考文獻2圖9.8中的公式計算得，考慮到還應符合密封標準直徑要求，取，則。（4） 軸段3和7考慮使用的是斜齒輪，齒輪有軸向力，軸承類型選擇角接觸球軸承?？紤]軸徑及安裝，暫取軸承型號為7308C，查得，故取軸段3 的直徑為。（5） 軸段4和軸段6由參考文獻2圖9.8中公式算得，軸段4的軸肩應為,初取軸肩為，則初算可取軸徑為。（6） 軸段5由于，所以軸端5設計成齒輪軸的形式，取。然后采用盤狀銑刀銑齒的方式加工出齒輪

15、1。（7） 軸段的長度軸段的長度要綜合考慮其他兩根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。這部分在草圖繪制中已完成設計。6. 軸上鍵的校核設計輸入軸上只有軸段1上有鍵，計算時，計算軸上所需鍵的最短長度。軸段上鍵長大于所需的最短工作長度即可。連接為動連接，載荷為沖擊，且選擇鍵的材料為鋼，查參考文獻2表4.1得，取，由 可得有聯(lián)軸器長為60mm，取鍵的長度比聯(lián)軸器略短一些，查參考文獻1,取。 （二）軸1.選擇軸的材料 考慮到齒輪3的分度圓直徑為66.328mm，可能需要做成齒輪軸的形式，則軸選用調(diào)質(zhì)，以獲得良好的綜合機械性能。2.初算軸徑按彎扭強度初定該軸最小直徑，考慮到軸上鍵槽適當增加軸直

16、徑，因為對于二級齒輪減速器，中間軸的最小直徑處將安裝滾動軸承，其軸徑不應小于高速軸安裝軸承處的直徑，故最終確定3. 軸系部件的設計（1） 軸系部件的結構形式軸系部件的固定方式為兩端固定式，由此設計的軸系部件的形式如圖。(2) 軸段1和軸段5由于采用斜齒輪傳動，初選角接觸球軸承7308C,查得，故初選軸段1和軸段5的直徑為40mm。（3） 軸段2與軸端4由參考文獻2圖9.8的公式計算得，軸段2的軸肩應為，初選，則軸段2的直徑為46mm?？紤]到可能出現(xiàn)齒輪軸的形式，進行校核計算，齒輪3的分度圓直徑，其中若選鍵則尺寸為，則，考慮可能會導致齒輪輪轂部分太薄，故采用齒輪軸的形式。則軸段4的直徑取?？梢圆?/p>

17、用盤狀銑刀進行銑齒。（4） 軸段3軸段3的軸肩也為，軸肩，則。（5） 軸段長度 軸段具體長度要綜合考慮其他兩根軸的尺寸和箱體內(nèi)腔的大小，在繪制草圖時予以確定。4.軸上鍵的校核設計 中間軸軸段2上有鍵，計算時計算軸上所需鍵的最短長度，其鍵長大于所需的最短長度即可。連接為動連接，載荷為沖擊，且鍵的材料選用鋼，查參考文獻1表4.1得，取，選擇鍵的型號為根據(jù)得，由于大齒輪齒寬為44mm，根據(jù)參考文獻1，取鍵的長度比大齒輪齒寬略短一點，則取。（三）軸1.選擇軸的材料 由于軸傳遞的力矩較大，仍選擇，調(diào)質(zhì)，以獲得良好的綜合機械性能。2. 初算軸徑 按彎扭強度計算 考慮到軸上鍵槽適當增加軸徑5%，3.軸系部件

18、的結構設計（1）軸系部件的結構形式為方便軸系部件的裝拆，減速器的機體為剖分式結構形式，因傳遞的功率小，齒輪減速器的發(fā)熱功率較小，估算軸的長度也不會太長，故軸系部件的固定方式采用兩端固定。由此設計的軸系部件的結構形式，如圖所示。（2） 軸段7及聯(lián)軸器軸段7的直徑需滿足及軸段7上安裝聯(lián)軸器，因此與聯(lián)軸器的設計同時進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 可選用型彈性柱銷聯(lián)軸器，取(3) 軸段6考慮聯(lián)軸器的軸向固定，軸肩，同時考慮透蓋上安裝密封圈的要求，選擇。（4） 軸段5和軸段1考慮使用斜齒輪傳動，有軸向力，軸承類型選擇角接觸球軸承，由于軸段5和軸段1上需要安裝軸承，

19、初選軸承型號為7309C，由參考文獻1查得，由此確定軸段1和軸段5的軸徑。（5） 軸段2和軸段4軸段2和軸段4處考慮軸承的固定，由參考文獻2圖9.8公式算的，軸肩，初取軸肩，則。（6） 軸段3考慮軸段2上大齒輪2的軸向固定，軸肩，取軸肩，則軸段3的軸徑。（7） 軸段長度的設計軸段長度的設計需要綜合考慮前兩根軸和機座內(nèi)腔的大小，在草圖繪制階段完成設計。4. 軸上鍵的校核設計中間軸軸段2和軸段7上有鍵，計算時計算軸上所需鍵的最短長度，其鍵長需大于所需最短工作長度。連接為動連接，載荷為沖擊，且鍵的材料選用鋼。，取，需滿足（1） 軸段2處與大齒輪4連接處的鍵，鍵的型號為 由于大齒輪齒寬為54mm，取。

20、（2） 軸段7處與聯(lián)軸器相連的鍵，鍵的型號為考慮聯(lián)軸器的長度，取鍵長。5. 軸的強度校核（1）計算軸上的力，則通過計算可得, ， (2) 計算支反力 水平面上， 豎直平面上，(3)畫彎矩圖和扭矩圖根據(jù)軸上各段的受力情況可畫軸上各段的水平方向，垂直方向的彎矩圖，以及合彎矩圖和扭矩圖。由彎扭圖可以看出AA面右側為危險截面。（4） 校核軸的強度由于A-A面右側有最大的彎矩和扭矩，且存在應力集中現(xiàn)象，因此為危險截面。按彎扭合成強度計算。根據(jù)參考文獻1式9.3，采用第三強度理論，求出危險截面的當量應力，有 危險截面處彎矩，危險截面處轉矩， 抗彎剖面模量，由參考文獻1表9.6， 抗扭剖面模量，由參考文獻1

21、表9.6， 根據(jù)轉矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)，對于不變的轉矩，；對稱循環(huán)的許用彎曲應力，查參考文獻2表9.7知，的。 ，因此滿足強度要求。（5）校核軸的安全系數(shù)安裝大齒輪4的軸段，因為彎矩最大，有轉矩還有鍵槽引起的應力集中，故為是危險剖面。由參考文獻2表9.6得，彎曲應力：,由參考文獻2表9.6得扭剪應力：由參考文獻2式10.4、10.5、10.6，式中：只考慮彎矩時的安全系數(shù)；只考慮轉矩時的安全系數(shù)；、材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉疲勞極限，由參考文獻2表9.3，鋼調(diào)質(zhì)處理，；彎曲時和扭轉時軸的有效應力集中系數(shù)，由參考文獻2表9.10，；零件的絕對尺寸系數(shù)，由參考文獻2表9.12，；表面質(zhì)量系數(shù)，由參考文獻2表9.9，；把彎曲時和扭轉時軸的平均應力折算為應力幅的等效系數(shù)，由參考文獻2表9.3，1??；彎曲應力的應力幅和平均應力，；扭轉剪應力的應力幅和平均應力，；許用疲勞強度安全系數(shù)，；四軸上軸承壽命的校核由上述計算中可知軸承1的總支承力軸承2的總支承力由于使用角接觸球軸承， ,可見軸有向左移動的趨勢，則軸承1被壓緊，軸承2被放松。 由于，且，所以只需校核軸承1的壽命即可。由于選擇的為7309C，查參考文獻1表12.2得。，查參考文獻2，可得， 由參考文