二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、 机械设计课程设计设计说明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 目 录一、设计任务书 -1二、总体设计 -11.分析和拟定传动方案 -12.电动机的选择 -33.传动比的分配 -44.运动和动力参数计算 -6 三、主要传动零件的计算和设计 -12 1.带、齿轮、链轮等-14 2.轴的设计和计算 - -223 .滚动轴承的选择和计算-234.联轴器的选择和计算-24四、润滑和密封的说明-25五、拆装和调整的说明-25六、减速箱体的附件的说明-25七、设计小节-25八、参考资料-26 1、 设计任务书：设计带式输送装置 原始数据：输送带牵引力f=4.5kn；带速v=1.8m/s;鼓轮直径d=400

2、mm工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为35c；动力来源电力，三相交流，电压380/220v。批量生产， 一般机械工厂；检修间隔期 ，四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；二、总体设计1.传动方案示意图：（二级斜齿轮展开式）整体设计计算：2.电动机选择计算（1） 传动装置的总效率： = 带联轴器2齿轮4轴承卷筒 由手册表1-7查得带=0.96，联轴器=0.99，齿轮=0.97，轴承=0.99，卷筒=0.96 =0.96 0.990.9720.9940.96=0.825（2）工作机所需的功率pw = fv/1000=45001.8/1000=8.1kw（2） 电动机功率pd pd = p

3、w/ =8.1/0.825=9.818kw （3） 3电动机转速n 滚筒工作转速：nw = 601000v/d=6010001.8/（400）=85.94 r/min i总 =i带 i齿 = （24）=1276.92 电动机转速nd = nw i总=85.94（12.76.92）=1030.86607.4 符合的有1500 r/min和3000 r/min 由p额 pd 取p额 =11kw 方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机同步转速 满载转速 额定转矩 轴中心高1 y160m1-2 11 3000 2930 2.0 422 y160m-4 11 1500 1460 2.2 42 选取方案

4、2 选n=1500 r/min4 电动机 额定功率/kw 同步转速 满载转速 额定转矩 轴中心高 轴直径y160m-4 11 1500 1460 2.0 160mm 42mm3. 传动比 1总传动比 =1460/85.94=16.99 2分配 =1.4 取i带 =2 则i低 =2.46 i高 =3.454. 运动动力参数 1 各轴转速 nm = 1460r/min 满载时n1= nm /i带 =1460/2=730 r/minn2 = nm1/i高 =730/3.45=211.60 r/min圆筒 n4 = n3 = n2 / i低 =211.60/2.46=86.02 r/min2 各轴输入

5、功率 轴 pi = pd 带 =9.8180.96=9.425kw轴 pii = pi 轴承 齿 =9.4250.990.97=9.051kw轴 piii = pii 轴承 齿 = 9.051 0.99 0.97 = 8.692kw卷筒轴 p= piii 轴承 联 = 8.692 0.99 0.99 = 8.518kw 轴输出功率=输入功率轴承 =0.99pn kw =pii 0.99=8.961kw =piii 0.99 = 8.605kw =p 0.99 = 8.434kw 3 各轴输入扭矩（nm） 电动机td=9550pd/nm =95509.818/1460=64.22 nm轴 t1=

6、td带i带=64.220.962=123.30 nm轴 t2=t1i高轴带=123.303.450.990.97=408.50nm轴 t3=t2i低轴带=408.502.460.990.97=965.01nm 卷筒轴 t4=t3轴联=965.010.990.99=945.80 nm 输出扭矩 三、主要传动件的计算与设计 1 v带传动 （1）由16h/天， pw =8.1kw 查表取ka =1.3pc = kapd =1.39.818=12.76kw小带轮n1 = nm =1460 r/min 由书p157图8-11 选用b型v带 （2）确定d1和d2 推荐d1=125140mm 取d1=140

7、mmdmin =125mm d2=i d1=2140=280mm ( 3 ) 带速 v = d1n1/(601000) = 1401460/(601000)= 10.70 5 m/s 10.725 m/s 带速合适 （4）基准长度ld和中心距a 初选中心距 ao=(0.72)( d1+d2)= (0.72) ( 140+280)=294840取ao=550mm则 基距：由p146表8-2取ld=1800mm中心距 （5）小带轮包角1 合适(6)确定根数z 根据d1 = 140mm， n1 = 1460r/min，查书p154表 用线性插入法得：p0=2.82kw又i = 2，查表 用线性插入法

8、得：p0 = 0.46kw 由表知 得kl = 0.95， b型，由 =165.82，用线性插入法得k = 0.960，由此可得：取z=5(7)计算作用在带轮轴上的压力fq由课本p149表 查得q = 0.18kg/m， 得v带的初拉力：n作用在轴上的压力fq， n2、齿轮传动的设计计算1精度等级，材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动（2）初选7级精度（3）材料选择：小齿轮材料40cr（调质）齿面硬度为280hbs 大齿轮材料45钢（调质）齿面硬度为240hbs 一，高速对齿轮：（4） 选小齿轮z1=17 齿数比i=3.45 z2=173.45=58.65 取z2=58 （5） 初选

9、螺旋角=14（6） i高=3.45，n1=730r/min z1=17， z2=58 p1=9.331 i低=2.46，n1=221.60r/min z1=21，z2=51 p1=8.9612 确定公式内各计算数值a.试选b.由图10-30选取区域系数zh=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距nmme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由图10-19查得接触疲劳寿命系数khn1=0.90 ，khn2=0.92j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数s=1b圆周速度c.计算齿宽b及模数 d

10、.计算纵向重合度 e.计算载荷系数k由表10-2查得使用系数根据v=2.37m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数.08，故 查表10-4得 由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较取s=1.4, 小齿轮的数值大。 设计计算因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取，则取z2=72；(4).几何尺寸计算计算中心距 将

11、中心距圆整为144mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度 所以取二，低速对齿轮啮合选小齿轮z1=21，齿数比i=2.46， z2=212.46=51.66， 取z2=51 a.试选b.由图10-30选取区域系数zh=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 nmme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数 khn1=0.92,khn2=0.95j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数s=1b圆周速度c.

12、计算齿宽b及模数d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数k由表10-2查得使用系数根据v=1.05m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数.05，故 查表10-4得由图10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较，由图10-20c以及图10-19得 取s=1.4, 小齿轮的数值大。 设计计算 因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取

13、，所以取，则取z2=73；(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为159mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度 所以取七轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的a值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的a值；查表15-3，取a1=a3=110，a2=120。 考虑到1轴要与大带轮联接，初算直径d1必须与其和电动机相匹配，轴上有一个键槽，

14、故最小直径加大5%，所以初定d1=42mm取d2 =45mm；d3 =55mm3.确定各轴的直径与长度轴输出轴=55mm1）轴设计图 如下：名称abcde尺寸59.581108143.5名称fgd1d2d3尺寸5082555965名称d4d5d6d7尺寸595552482）确定各轴段直径a段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合（初步选择滚动轴承，根据相配的尺寸，与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30311，其尺寸为）b段: =59mm,非定位轴肩,h取2mm c段: =65mm,定位轴肩，取h=3mmd段: =59mm, 非定位轴肩，h=2mm

15、 e段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合f段: =52mm,非定位轴间h=1.5mmg段: =48mm,联轴器孔长度，此时可根据此数据确定联轴器长度。3）确定各段轴的长度a段:由轴承（圆锥滚子轴承30311）宽t=31.5mm 和轴套长挡油环b=12mm齿轮齿毂比轴段宽4mm，所以 b段: =81mm，与齿轮配合，齿轮齿宽减去4mm，便于安装c段: =10mm,，定位轴间取 10mm d段: =81mm,由箱体的内部尺寸减去各部尺寸 e段: =43.5mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合 t=31.5mm 挡油环宽 b=12mm 故=t+b=43.5mm f段: =

16、50mm, 考虑箱体壁厚以及端盖厚度和便于取下端盖螺钉g段：=82mm，与联轴器配合，比联轴器工作段短2mm 即 轴的总长l=407mm4） 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按=59mm由表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，其配合为。滚动轴承与轴的周向配合定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。5） 参考表15-2，取轴端倒角为，其余尺寸输出轴的cad图。6） 求轴上的载荷并校核轴的强度求作用在齿轮上的力，轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 =

17、piii 0.99 = 8.605kw n3 =86r / min t3=955.55nm n 其作用力的方向如图所示对于30311型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=24.9mm，因此支撑跨距 t3=955.55nm4. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=mpa前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60mp 此轴合理安全5. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,齿轮键槽截面a上的应力最大.截面bc的应力集中的影响和截面ab的相近,但是截面bc不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.键槽截面a

18、上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径较大,故a也不必做强度校核,其他截面显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面ab左右两侧需验证即可. 截面ab左侧。抗弯系数 w=0.1=0.1=16637.5抗扭系数 =0.2=0.2=33275截面ab左侧的弯矩m为 截面ab上的扭矩为t3=955.55nm截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查得。因 经插值法查得2.0 =1.31又由附图3-1查得轴材料的敏性系数为 =0.8

19、5 此时有效应力集中系数按式（附表3-4）为此时由附图3-2得弯曲尺寸系数;由附图3-3得扭转尺寸系数 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴表面未经过表面强化处理，即按式3-12以及式3-12a求得综合系数为：k=k=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数s=275/（2.8=20.21s=s=1.5 所以它是安全的截面ab右侧抗弯系数 w=0.1=0.1=20537.9抗扭系数 =0.2=0.2=41075.8截面ab右侧的弯矩m为 截面ab右侧上的扭矩为 =955.55截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =k=k=所以 综合系数为：k=2.8 k=1.62碳钢的特性系数 取0

20、.1 取0.05安全系数s=20.21s=10.62 =s=1.5 所以它是安全的输出轴轴精确校核完毕轴的尺寸设计高速轴工作简图如图（2）所示初步测定最小直径a段：=42mm 由最小直径算出b段：=48mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为48mmc段：=55mm，与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合，取轴承内径d段：=58mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mme段：=65mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，增加强度f段：=58mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmg段， =54mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度a段：=2f+3e=63mm依据参考

21、文献【1】表8-10圆整后取=60mmb段：=50mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取50mmc段：=43.5mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合,加上挡油盘长度12mm =t+b=31.5+12mm=43.5mmd段：=113mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=113mme段：，齿轮的齿宽f段：，t=31.5mm，=a-b+8=14-12+8mm=10mmg段：=43.5mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度， =t+b=31.5+12mm=43.5mm轴总长l=390mm轴的设计计算设计图如下：名称abcde尺寸43.

22、581216143.5名称d1d2d3d4d5尺寸5559656055首先，确定各段的直径a段:=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合b段：=59mm, 非定位轴肩c段：=65mm, 定位轴间d段：=60mm, 非定位轴肩e段：=55mm，与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合然后确定各段距离：a段： =43.5mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30311）宽度与挡油盘的长度b段：=81mm,与齿轮配合安装c段：=21mm,箱体内壁宽度减去已确定尺寸d段：=61mm,与齿轮配合安装 e段：=43.5mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30311）宽度与挡油盘的长度总长度为250轴校核略符合条件八

23、滚动轴承的选择计算轴上的轴承的选择和寿命计算选择圆锥滚子轴承的型号为30311，主要参数如下：ddb=基本额定静载荷 co=188kn基本额定动载荷 c =152 kn极限转速 vmax=3400 r / min脂润滑 vmax=4300 r / min油润滑n 该轴承所受的径向力约为右轴承查机械设计手册得判断系数 e =0.26所以 当量动载荷角接触轴承所受的径向力约为 当量动载荷所以 ，应用核算轴承的寿命因为是圆锥滚子轴承，所以取指数 轴承计算寿命 所以 满足寿命要求十联轴器的选择计算1计算联轴器的计算转距查表14-1,考虑到转矩变化很小，故取 2型号选择根据计算转距，选择弹性柱销联轴器l

24、x3型主要参数如下：公称扭距 （满足要求）许用转速 （满足要求）轴孔直径 轴孔长度 十一润滑和密封说明1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。十二拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为4070mm。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。十三减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出