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）,Tc

A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