两级展开式圆柱直齿轮减速器设计

1、西安科技大学高新学院课程设计减速器设计说明书学院名称：机电信息学院专业：机械设计制造及其自动化班级：机械1003学号： 姓名：指导教师：目录1方案的拟定，电动机的选择及系统参数的计算51.1传动系统的分析和拟定以及减速器类型的选择51.2、电动机的选择51.3各级传动的主体设计计算72带传动设计92.1 确定计算功率p92.2 选择v带带型92.3 确定带轮的基准直径d并验算带速92.4 确定v带的中心距a和基准长度l102.5 验算小带轮上的包角102.6 计算带的根数z102.7 计算单根v带的初拉力最小值 f112.8计算作用在轴上的压轴力fq113高速齿轮设计113.1选定齿轮类型，精

2、度等级，材料及模数123.2按齿面接触疲劳强度设计123.3校核齿根弯曲疲劳强度143.4几何尺寸计算154低速级齿轮设计164.1选定齿轮类型，精度等级，材料及模数164.2.按齿面接触疲劳强度设计174.3校核齿根弯曲疲劳强度194.4几何尺寸计算205高速轴的设计215.1高速轴上的功率、转速和转矩215.2轴的结构设计215.3轴的载荷235.4按弯扭合成应力校核轴的强度266.中间轴的设计306.1中速轴上的功率、转速和转矩306.11作用在轴上的力306.2轴的结构设计316.3求轴上的载荷326.4按弯扭合成应力校核轴的强度337滚动轴承的选择及寿命校核347.1轴347.2轴3

3、57.3轴368键连接的校核378.1轴键的校核388.2轴键的校核388.3轴键的校核389联轴器的选择399.1减速器进口端399.2减速器的出口端3910减速器附件的选择4010.1箱体设计4010.2附件4211减速器润滑方式、密封形式4411.1润滑4412设计小结4513参考文献4514致谢46计算项目及内容主要结果1方案的拟定，电动机的选择及系统参数的计算1.1传动系统的分析和拟定以及减速器类型的选择据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：1输送带2电动机3v带传动4减速器5联轴器1.2、电动机的选择1.2.1计算需要的功率和卷筒转速：p=

4、2.43kw (t=fd/2)1.2.2选电动机：3000、1500、1000、750r/min，可以选择3000和1500r/min的电机，以3000r/min为例。1.2.3拟订传动方案：根据传动比初估值i=45.87,构思如下传动方案(如果用1500r/min,传动比为22.94,双级减速器既可.不用三级传动)，可以选择更多个方案。a) 闭式三级齿轮，使用维护方便，繁重和恶劣条件，制造和装配要求高，成本也高；b) v带+二级齿轮，带在高速级，简单，成本最低，平稳，噪音低；c)蜗杆，结构紧凑，噪音低，制造和装配要求高，成本也高，且效率低；1.2.4计算电动机所需功率和额定功率总效率： a）

5、a=0.970.970.970.980.980.980.980.990.990.96=0.78b）b=0.960.970.970.980.980.980.980.990.96=0.79 c）c=0.800.980.980.980.990.990.96=0.71功率： a）pa=p出/a =3.11kwb）pb=p出/b=3.08kwc）pc=p出/c =3.42kw经过功率和方案比较选择方案b.并选择电机型号: y100l-2,其满载转速为2890r/min，额定功率为4kw。1.3各级传动的主体设计计算1.3.1分配各级传动比：带传动比齿轮传动低，展开式二级减速器高速级比低速级高，如i=45

6、.87,取i1=2.8(v带),i2.8；i2=(1.31.4)i3则i3=3.42,i2=4.79 。（ps：i2为高速级，i3为低速级。）1.3.2动力参数计算：（1）电动机轴转速：=2890输入功率：p0=pd=3.08kw输出转矩：t0= =1.01104nmm（2）轴（高速轴）转速：n1=输入功率：p1=p输入转矩：t1= =mm（3）轴（中间轴）转速：n2=输入功率：p2=p=2.88kw输入转矩：t2= =nmm（4）轴（低速轴）转速：n3=输入功率：p3=p=2.73kw输入转矩：= =nmm（5）卷筒轴：转速：n输入功率：p卷=p =2.73=2.67kw输入转矩：nmm2带

7、传动设计2.1 确定计算功率p据表5-10查得工作情况系数k=1.3故有： p=kp2.2 选择v带带型据p和n有图5-9选用a型v带。2.3 确定带轮的基准直径d并验算带速2.3.1初选小带轮的基准直径d有表5-4，取小带轮直径 d=100mm。2.3.2验算带速v，有： =15.12m/s因为15.12m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。2.3.3计算大带轮基准直径d2.4 确定v带的中心距a和基准长度l2.4.1据式初定中心距a=400mm2.4.2计算带所需的基准长度= =1417mm由表5-2选带的基准长度l=1400mm2.4.3计算实际中心距中心局变动范围：2.5 验算小

8、带轮上的包角1202.6 计算带的根数z由和查表5-5得p=2.05kw据n=2890r/min，i=2,8和a型带查表5-7得,p=0.34kw查表5-2得，k=1.03kw故取3根。2.7 计算单根v带的初拉力最小值 f由表5-1得，a型带的单位长质量q=0.1kg/m。由式（5-19）得，=400.02n2.8计算作用在轴上的压轴力fq由式（5-20）得， fq=2fsin= sin=590.07n3高速齿轮设计3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及模数（1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（gb1009588）（3）材料的选择。由

9、表7-1选择小齿轮材料为40cr，调质处理，硬度为280hbs；大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240hbs。（4）选小齿轮齿数为z1=24，大齿轮齿数z2可由z2=i2z1得，z2=114.96，取115；3.2按齿面接触疲劳强度设计3.2.1确定公式中各计算数值 1）初选载荷系数kt=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：t1=2.73104nmm 3）选取齿宽系数b=1。 4）由表7-6查的材料的弹性影响系数ze=189.8mp，标准齿轮zh=2.5。 5）由图7-9按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600mp；大齿轮的接触疲劳强度极限=550mp。 6）由式7

10、-2，计算应力循环次数： n1=60n1jlh=6010711(283656)=2.25109n2= 2.25109/3.2=7.03108 7）由图7-7查得接触疲劳寿命系数k=0.90；k=0.95。 8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（7-1）得， =0.9600=540mp =0.95550=522.5mp 3.2.2计算各参数值1)由式（7-13）计算小齿轮的分度圆直径d，代入 中较小的值，得 =41.54 2)计算圆周速度v=2.24m/s 3）计算齿宽b b=141.54=41.54mm 4）计算模数与齿高模数齿高 5) 计算齿宽与齿高之比 6）计算

11、载荷系数,查表7-2得使用系数ka=1，根据v=2.79m/s，7级精度。由图7-14得动载荷系数kv=1.12；直齿轮，假设kaft/b100n/mm，由表7-3得k=k=1.2。由表7-4查得k=1.316，由图,7-17查得k=1.35，故载荷系数为： kf= kkkk=11.311.21.35=2.122 kh= kkkk=11.311.21.316=2.276 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 8）计算模数m m=,优先使用第一系列，故m=3。3.3校核齿根弯曲疲劳强度3.3.1由表7-5查得齿形系数和应力修正系数为y=2.65，y=1.58，y=2.18， y=1.79

12、。3.3.2由应力循环次数查图7-6得，弯曲强度寿命系数：k=0.85，k=0.883.3.4由图7-8查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为：=500mpa，=380mpa3.3.5计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（7-1）则有： =303.57mpa =238.86mpa 3.3.6计算圆周力，ft= = =1090.47n3.3.7计算轮齿齿根弯曲应力。由式（7- 9）得，=77.14 mpa303.57mpa=70.37mpa238.86mpa3.4几何尺寸计算3.4.1计算分度圆直径mm3.4.2计算中心距 a=208.5 mm3.4.3计算齿轮宽度 b=取b1=

13、72mm ，b2=80mm，4低速级齿轮设计4.1选定齿轮类型，精度等级，材料及模数4.1.1按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；4.1.2运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（gb1009588）4.1.3材料的选择。由表7-1选择小齿轮材料为40cr，调质处理，硬度为280hbs；大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240hbs。4.1.4选小齿轮齿数为z1=24，大齿轮齿数z2可由z2=i3z1得，z2=83，取83；4.2.按齿面接触疲劳强度设计4.2.1确定公式中各计算数值 1）初选载荷系数kt=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：t3=4.13105n

14、mm 3）选取齿宽系数b=1。 4）由表7-6查的材料的弹性影响系数ze=189.8mp，标准齿轮zh=2.5。 5）由图7-9按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600mp；大齿轮的接触疲劳强度极限=550mp。 6）由式7-2，计算应力循环次数： n1=60n1jlh=6010711(283656)=2.17109n2= 2.25109/3.2=6.78108 7）由图7-7查得接触疲劳寿命系数k=0.90；k=0.95。 8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（7-1）得， =0.9600=540mp =0.95550=522.5mp 4.2.2计算各参数值

15、1）由式（7-13）计算小齿轮的分度圆直径d，代入 中较小的值，得 =104.63 2)计算圆周速度v=0.35m/s 3）计算齿宽b b=1122.20=104.63mm 4）计算模数与齿高模数齿高 5) 计算齿宽与齿高之比 6）计算载荷系数,查表7-2得使用系数ka=1，根据v=0.45m/s，7级精度。由图7-14得动载荷系数kv=1.12；直齿轮，假设kaft/b100n/mm，由表7-3得k=k=1.2。由表7-4查得k=1.316，由图,7-17查得k=1.35，故载荷系数为： kf= kkkk=11.311.21.35=2.122 kh= kkkk=11.311.21.316=2

16、.276 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 8）计算模数m m=,优先使用第一系列，故m=6。4.3校核齿根弯曲疲劳强度4.3.1由表7-5查得齿形系数和应力修正系数为y=2.65，y=1.58，y=2.18， y=1.79。4.3.2由应力循环次数查图7-6得，弯曲强度寿命系数：k=0.85，k=0.884.3.3由图7-8查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为：=500mpa，=380mpa4.3.4计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（7-1）则有： =303.57mpa =238.86mpa 4.3.5计算圆周力，ft= = =6550.36n4.3.6计算

17、轮齿齿根弯曲应力。由式（7-9）得，=79.46 mpa303.57mpa=74.05mpa238.86mpa4.4几何尺寸计算4.4.1计算分度圆直径mm4.4.2计算中心距 a=374.5 mm4.4.3计算齿轮宽度 b=取b1=168mm ，b2=175mm，5高速轴的设计5.1高速轴上的功率、转速和转矩5.1.1根据前面已知我们可得到该轴上的功率是p1=3.24该轴上的转矩是t1=29.98高速级的小齿轮的分度圆直径d1=100mm5.1.2作用在轴上的力n5.1.3初步确定轴的最小直径选取材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取a0=120，于是有5.2轴的结构设计5.2.1拟订轴

18、上零件的装配方案（如图）5.2.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴上有键槽都在此基础上直径有增量的出最后的为18，我们根据电动机的选择y112m-2,得电动机的轴径为48mm，为了满足v带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=32mm。v带轮与轴配合的长度l1=80mm，为了保证轴端档圈只压在v带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比l1略短一些，现取l-=75mm。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d-=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺

19、寸为ddt=35mm80mm22.75mm，故d-=d-=35mm；而l-=21+21=42mm，l-=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=40mm，取l-=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与v带轮右端面间的距离l=24mm，故取l-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5.2.3轴上零件的轴向定位v带轮与轴的周向定位选用平键1

20、0mm8mm63mm，v带轮与轴的配合为h7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm8mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5.3轴的载荷5.3.1首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为l1=47mm l2+l3=83mm5.3.2根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。先计算出截面c处的mh、mv及m

21、的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力f，c截面弯矩m总弯矩扭矩5.4按弯扭合成应力校核轴的强度5.4.1根据上面的弯矩图和扭矩图我们可以知道在装载齿轮的面上强度最大，即这个面是最危险的，根据表中的数据，取=0.6轴的计算应力为14.322有前面所选定的材料45钢，调质处理，由表15-1查得=60mpa。因此，关全。5.4.2精确校核轴的疲劳强度判断危险截面和两段上的任意截面都只受扭矩作用，每个直径都是由扭转强度算出的最小直径取得，所以无需校核。在此我们把与之间的截面定位面，我们只需校核面的左右两侧。截面左侧抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1503=12500mm3抗扭截面系数 wt=0.

22、2d3=0.2503=25000mm3则截面的左侧弯矩为截面上的扭矩t=22887截面上的弯曲应力为截面上的扭曲切应力由材料45钢，调质处理可查表15-1得根据r/d= 2/50=0.04d/d=1.12 在查表3-4得又由图3-17得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数为由图3-18得截面形状系数和扭转剪切尺寸系数由附图3-20得表面质量系数表面未经强化处理即则按式（3-12）及（3-12a）的综合系数又由碳钢特性系数知道于是，计算安全系数1.5 故知安全。截面右侧抗弯截面系数w。w=0.1d3=17561.6mmwt=0.2d3=35123.2 mm弯矩和扭矩都不变，其弯曲应力和扭转切

23、应力为由附表3-8求得表面质量系数为故得综合系数为所以右侧安全系数为1.5故在右侧的截面强度也是足够的。综上所述，所设计的轴的强度符合强度要求。键的设计与校核已知mm，mm，nm参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于3844，5058，所以联轴器与轴的连接平键的尺寸为bh=128，齿轮与轴的连接平键的尺寸为bh=1610。查表得=100120mpa取联轴器处的键长为70mm，齿轮处的键长为70mm，=mpa=3.96 mpa=8箱盖壁厚180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m80.85地脚螺钉型号dfm160.036a+12数目n4轴承

24、旁联接螺栓直径d1m120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2m12（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l160150200轴承盖螺钉直径d38（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d46（0.3-0.4）df定位销直径d9.6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离c122c1=c1mind2至凸缘边缘距离c216c2=c2mindf至外箱壁距离c326df至凸缘边缘距离c424箱体外壁至轴承盖座端面的距离l153c1+ c2+(510)轴承端盖外径d2101 101 106轴承旁连接螺栓距离s115 140 139注释：a取低速级中心距，a160mm10.2附件为了保证减速器的正常工

25、作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为q235通气器通气螺塞m101减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设

26、通气器。材料为q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（m8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为ht200定位销m938为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺m16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设

27、油面指示器，采用2型油塞m201.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为q235起盖螺钉m1242为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。11减速器润滑方式、密封形式11.1润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴

28、承中。11.11齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为3050。取为60。11.1.2滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。11.1.3润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用l-an15润滑油。11.2密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。12设计小结经过两个星期的不懈努力，我终于完成了我们机械设计课程的课程设计。在这两个星期的设计过程中，最令我受益的是一个又一个困扰我的难题，它们曾让我苦苦思索，但在这种苦苦思索中我学会了如何去

29、解决问题。并且这些问题让我看到了自己知识结构的弱点在哪里，再设计的过程中我也通过学习强化了自己的弱点。正是：实践是检验真理的唯一标准！经过这次设计，让我知道该如何的把握学到的课本上的知识去运用到实际生产中，是对我个人知识应用于实际的一次检验和锻炼！总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。13参考文献1机械设计课程第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年 2机械设计课程设计 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年3机械设计师袖珍手

30、册 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年4实用机械设计手册上中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年 5机械原理第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年200714致谢在此次设计结尾，我首先要感谢我的课程设计指导老师千学明老师，感谢他在课程设计中给出的指导和学习资料。其次感谢我的同学们感谢他们的指导和帮助，以及他们提出的宝贵意见最后，也感谢学校，正是因为学校组织此次课程设计我才能有这个机会。再次感谢千老师、各位同学和学校！p=2.43kw=63r/mini=45.87a=0.78a=0.79c=0.71pa=3.11kwpb=3.08kwpc3.42kwi1=2.