二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明

1、二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书一、 设计任务书 设计一个用于胶带输送机卷筒（如右图）的传动装置。 原始条件和数据： 胶带输送机两班制连续单项运转，载荷平稳，空载起动，室内有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%，工作机效率为0.94.选择i03组数据：输送带工作拉力：f=2000(n)输送带速度: v=0.9(m/s)卷筒直径： d=300(mm)二前言1.题目分析根据题目，此胶带输送机每日工作16小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年

2、，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。2.传动方案的拟定根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。因为有较大的传动比，采用两级闭式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采用二级展开式圆柱齿轮传动。3.传动装置运动简图如下图: 标 题内 容结 论一、选择电动机1、选择电动机的类型(1)确定电动机的功率(2)确定工作装置所需要的功率(3)确定电动机的输出功率(4)确定电动机的额定功率2、确定电动机的转速(1)确定卷筒轴的转速(2)确定电动机的满载转速 3、总传动比计算和传动比分配(1

3、)总传动比的计算(2)传动比的分配 3、传动装置运动参数的设计(1)各轴转速的计算(2)各轴输入功率计算(3)各轴输入转矩的计算4、将以上数据列表2、 齿轮的设计1、 高速齿轮的设计(1) 齿轮的选用(2) 按齿面接触强度设计1) 确定公式内的各项计算数值2） 计算(3) 按齿根弯曲强度设计1) 确定公式内的各计算数值3) 设计计算4) 几何尺寸计算5) 齿轮传动的几何尺寸6）结构设计及绘制齿轮零件图2、 低速齿轮的选用(1) 齿轮的选用(2) 按齿面接触强度设计1) 确定公式内的各计算数值2) 计算(3) 按齿根弯曲强度计算1) 确定公式各计算数据2) 计算(4) 几何尺寸计算(5) 齿轮传

4、动的几何尺寸6）结构设计及绘制齿轮零件图 3、 轴的设计1、 高速轴的设计(1) 轴材料的选择(2)初步确定轴的最小直径（3）轴的结构设计计算（4）各轴段直径的确定2、中速轴及低速轴的设计（1）各段直径的确定（2）联轴器的选择3、轴的校核（1）计算弯矩，作弯矩图（2）强度校核（3）画出弯矩图及扭矩图四、键的选择与校核五、箱体的设计六、减速器的润滑与密封1、减速器的润滑2、减速器的密封七、减速器附件及其说明1、轴承端盖的设计说明2、游标的设计说明3、排油孔螺栓及封油垫的结构设计说明4检查孔盖板的设计八、设计小结1、设计的优缺点及改进意见2、设计感想九、参考文献按已知工作要求和条件选用y系列一般用

5、途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。胶带输送机所需功率pw按式fwvw/1000w计算。式中fw=2000n vw=0.9m/s w=0.94.代入上式得: =1.91 kw查表24得：滑块联轴器效率： =0.99滚动轴承效率: =0.9958级精度齿轮传动(稀油润滑)效率： =0.97故传动装置传动总效率为：电动机的输出功率：载荷平稳.电动机额定功率只需略大于pd即可.按表8-184中y系列电动机技术数据.选电动机的额定功率为3.0kw查课程设计表得单级圆柱齿轮的传动比范围为=则二级圆柱齿轮总传动比为范围为：电动机的转速可选范围符合这一范围的同步转速有750r/min及1000r/min两

6、种，根据实际情况，选常用的同步转速为1000r/min的y系列的电动y132s-6，其满载转速为960r/min.。轴的直径必须和电动机的安装尺寸相配套，查表8-187，得轴的伸出端直径为30mm=960/57.3=16.75由于是二级展开式圆柱齿轮减速器，所以两级齿轮的传动比比较近似，根据经验公式，优化齿轮传动比取高速级齿轮的传动比：取低速级齿轮的传动比: =16.75/4.79=3.50高速轴：中速轴：低速轴：工作轴：高速轴：中间轴：低速轴：工作轴：高速轴：中间轴：低速轴：工作轴：电动机输出转矩 ： 轴参名 数电动机轴高速轴中间轴低速轴工作轴转速n（r/min）960960200.457.

7、3057.30功率p(kw)2.272.242.071.921.90转矩t（nm）22.5822.2898.6320316.67传动比i14.793.501效率0.9750.9650.9650.9851）齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择：大齿轮材料为45钢，硬度为240hbs小齿轮材料为40cr，硬度为280hbs4） 初定小齿轮的齿数：则大齿轮齿数： 1、 由表5-6查得：载荷平稳，因此选载荷系数kt=1.32、 计算小齿轮传递的转矩：3、 由表5-9，选取齿宽系数4、 由表5-7查得材料的弹性影响系数ze=189.85、 按图5-28查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强

8、度极限6、 计算应力循环次数：7、 取接触疲劳寿命系数：,8、 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=11、 计算小齿轮分度圆直径，带入中较小值，取48mm2、 计算圆周速度v3、 计算齿宽b4、 计算齿宽与齿高之比b/h模数：齿高：5、 计算载荷系数根据，8级精度，由机械设计查得动载系数。直齿轮：查得使用系数，8级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，由，最后查得故载荷系数6、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7、 计算模数1、 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限2、 取弯曲疲劳寿命系数,3、 计算弯曲疲劳强度的许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4,则4、

9、计算载荷系数k5、 查取齿形系数：，6、 查取应力校正系数：,7、 计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.3115为标准值并就近圆整标准值按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数：这样的设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1、 计算分度圆直径2、 计算中心距3、 计算齿轮宽度，取，名称计算公式结果

10、分度圆直径模数中心距齿形角齿顶高齿跟高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径齿宽d1=z1md2=z2mma=m(z1+z2)/2ha1=mha2=mhf1=1.25mhf2=1.25mh=ha+hfda1=d1+2ha1da2=d2+2ha2df1=d1-2hf1df2=d2-2hf2b1b252mm200mm2mm126mm202mm2mm2.5mm2.5mm4.5mm56mm204mm47mm195mm52mm47mm1、齿轮1的结构设计由于齿轮1的直径太小，故应该将齿轮1做成齿轮轴的形式。选用标准结构参数从而压力角，齿顶高系数，顶隙系数。1、 齿轮2的结构设计由于齿轮2的直径在200500范围内，

11、故应该将齿轮2与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数。结构参数计算如下(是齿根圆直径，其它参数符号说明如右图2所示)： d11.6d=1.648=76.8mm d1=da-10m2=182mmd0=0.5(d1+d1)=130.3mmd0=0.25(d1-d1)=26.3mmc=0.3b=17.1mm齿圆柱齿轮传动选用8 级材料选择：大齿轮材料为45钢，硬度为240hbs小齿轮材料为40cr，硬度为280hbs初定小齿轮的齿数：则大齿轮齿数： 1、试选载荷系数kt=1.32、计算小齿轮传

12、递的转矩：3、查表，选取齿宽系数4、由表查得材料的弹性影响系数5、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极度；大齿轮的接触疲劳强度极限6、计算应力循环次数：7、取接触疲劳寿命系数：,8、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数s=11、计算小齿轮分度圆直径，带入中较小值2、计算圆周速度v3、计算齿宽b4、计算齿宽与齿高之比b/h模数：齿高：5、计算载荷系数根据，8级精度，由机械设计查得动载系数， 直齿轮：由表查得使用系数，8级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，由，得故载荷系数6、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7、计算模数1、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限2、

13、取弯曲疲劳寿命系数,3、计算弯曲疲劳强度的许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4,则4、计算载荷系数k5、查取齿形系数得：，6、查取应力校正系数得：,7、计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.8984为标准值并就近圆整标准值按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数：这样的设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避

14、免浪费。1、计算分度圆直径2、中心距的计算3、 计算齿轮宽度，名称计算公式结果分度圆直径模数中心距齿形角齿顶高齿跟高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径齿宽d3=z3md4=z4mma=m(z3+z4)/2ha3=mha4=mhf3=1.25mhf4=1.25mh=ha+hfda3=d3+2ha3da4=d4+2ha4df3=d3-2hf3df4=d4-2hf4b3b496mm336mm3mm216mm203mm3mm3.75mm3.75mm6.75mm102mm342mm88.5mm328.5mm96mm90mm1、齿轮3的结构设计由于齿轮3的直径较小，根据书关于圆柱齿轮的论述，应该将齿轮3做成实心式

15、的。选用标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。2、 齿轮4的结构设计由于齿轮4的直径在200500范围内，故应该将齿轮4与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数。结构参数计算如下(参数符号说明如图所示)：因为3轴上滚动轴承的内径为(参见轴的结构设计部分)，故取d11.6d=1.664=102.4mm d1=da-10mn=308mmd0=0.5(d1+d1)=205.2mmd0=0.25(d1-d1)=51.4mmc=0.3b=30.6mm减速器的功率不大，无特殊要求，故选用最常用的4

16、5钢并正火处理,由表12-2得=103126 =30取则：输出轴的最小直径显然是安装联轴器轴的直径为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故时由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好，故选用弹性柱销联轴器.1. 查课程设计表8-179，选用hx2型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩，满足；其许用转速，满足；结构参数：其轴孔直径最小为30mm，选结构最简单的y型轴孔和a型键槽，电动机输出端孔径及孔长为；减速器输入端的孔

17、径及孔长为，半联轴器的孔径，故，半联轴器长度，半联轴器的配合毂孔长度。2.1.为了满足半联轴器的轴向定位要求，1轴需制出一轴肩，定位轴肩的高度h=(0.07-0.1)d,故取d2=36mm,初步选择滚动轴承：根据上面计算出的最小轴径及高速轴与连轴器相联轴径知，选用内径为30mm的轴承比较恰当，先选用6208的深沟球轴承，其内径d=40mm，外径d=80mm,宽度b=18mm，d3=40mm,而l3=18mm,右端滚动轴承采用轴肩进行轴定位，所以d3=d7=40mm。安装尺寸 ，2由于轴承旁联结螺栓直径一般取m12。所以c1=18mm,c2=16mm。所以与轴的配合长度l2=50mm.3、4段长

18、度、宽度与中速轴上的齿轮、箱体内壁到齿轮的距离、及圆台长度，且需要一个轴肩用于定位，所以 d4=43mm，。4、5段由于齿轮是做在轴上的，高速轴齿轮齿顶圆直径为56mm，齿宽b1=51mm，所以，。5为满足轴向定位，4轴需制出一轴肩，定位轴肩的高度h=(0.07-0.1)d，所以, l6=16mm。6 7段安装轴承，所以长度和宽度与第3段一样，即 , 。中速轴和低速轴各段直径的设计方法同高速轴的设计一样，具体过程略 中速轴： ， ， ， ， ， ，低速轴： ， ， ， ， ， ， , 低速轴、中间轴与工作轴的联接选择联轴器：计算转矩tca=kat3=1.5320=480nm按低速轴轴径选择。查

19、书表，选用hx2型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩，满足；其许用转速，满足；结构参数：联轴器输出端轴径选择42mm；结构参数：因无特殊要求，两半联轴器均选结构最简单的y型轴孔和a型键槽，减速器输出端孔径及孔长为42112mm； 由于高速轴、中速轴转速较高，载荷较小在径向载荷，用深沟球轴承，由于低速轴的转速较低，径向载荷较大选用深沟球轴承中速轴：查参书根据中速轴的最小直径(30mm)初步选择深沟球轴承代号为6208，其内径d=40mm，外径d=80mm,宽度b=18mm，安装尺寸 ，低速轴：查书根据轴的最小直径(41mm)及低速轴与外传动连轴器连接轴径值42初步选择深沟球轴承代号为6211，

20、其内径，外径,宽度，安装尺寸 ， 1. 高速轴受力,做出弯矩图,并按计算结果分别作出水平上的弯矩mh和垂直面上的弯矩图然后按下式计算总弯矩并作出m图.如图所示ft1=2t1/d1=222.28100052=856.9n fr1=ft1tan=856.90.36=311.9nmv=fr117051221=12236.1nmmmh=ft117051221=33616.8nmmm=mv2+mh2=35774.5nmm已知轴的弯矩和扭矩后,可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算.按第三强度理论,计算应力ca=2+42通常由弯矩所产生的弯曲应力是针对循环应变力.而由扭矩所产生的扭转切应力则通常不是对称

21、循环变应力.为了考虑两者的特性不同.引入折合系数计算公式变为ca=2+4()2 式中的弯曲应力为循环变应力.当扭矩切应力为静应力时,取=0.3.当扭转切应力为脉动循环变应力时,取=0.6.若扭转切应力亦为对称循环变应力则取=1对于直径为d的圆轴,弯曲切应力为=mw,扭转切应力=twt=t2w,将和代入式,则轴的弯扭合成强度条件为ca=(mw)2+4(t2w)2=m2+(t)2w-1 w=d3320.1d3 ca=35774.52+(22.281000)20.1523=3mpa60mpa 因为高速轴轴的直径最细，且转速最大，因此只需校核高速轴即可。轴的基本结构设计根据以上轴最小直径的计算，联轴器

22、的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下：高速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.取右边的键的尺寸为6680中速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.齿轮的尺寸, 采用套筒定位.2号齿轮的端的键为14940,3号齿轮的那一端键槽的尺寸为14990低速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.齿轮的尺寸, 采用套筒定位.4号齿轮的端的键为181170 参考机械设计课程设计表4-6箱体（座）壁厚（）=80.025a+=6.9mm箱盖壁厚（）=8=0.85=0.858=6.8箱底，箱盖，箱座底凸缘厚度（b1,b2,b3）b1=12b1=1.5=12b2=12b2=1.5=12b3=20b3=2.5=20

23、地脚螺栓直径及数目（df,n）df=16df=0.04a+8=14.24n=4n=4轴承旁联接螺栓直径d1d1=12d1=0.75df=12箱盖，箱座联接螺栓直径 d2d2=12d2 =(0.5-0.6)df=12螺栓的间距：由实际结构而定轴承端盖螺钉的直径及数目(d3,n)d3=10n(1,2,3)=4查表得检查端盖螺钉的直径d4d4=8双级减速器d4=8df,d1,d2至箱外壁距离c1c1=16查表4-6df,d2至凸缘边缘距离c2c2=14轴承座外径d2d2(1)=120d2(2)=120d2(3)=140由实际结构决定轴承旁联接螺栓距离ss1=124.5 s2=138s3=161s轴承

24、旁凸台半径r1r1 =14r1=c2轴承旁凸台高度hh根据低速轴轴承座、外径d2和md1扳手空间c1的要求由结构确定箱外壁至轴承座端面距离l1c1+c2+（58）箱座肋厚m1 =10m=10m10.851m0.85大齿轮顶圆与箱内壁间距离齿轮端面与箱内壁距离1=122=1011.221)、齿轮的润滑低速级大齿轮的圆周速度为v=0.62m/s12m/s所以采用浸油润滑，应没过大齿轮齿顶16.5mm满足使中间大齿轮浸没超过一个齿高h=5.7的要求。2） 、轴承的润滑采用油脂润滑，为了防止油液进入轴承，在箱体内设置封油环。对于中间的轴承座， 由于结构要求紧凑，油脂不容易添加，采用了刮油润滑。因此，在

25、内箱壁上用螺栓固定一刮油润滑采用刮油板，从齿轮上刮下的油可以通过刮油板下方的导油槽流到中间轴承座上的注油孔，然后流入轴润滑承座。轴伸出端的密封：高速轴：密封处轴径的圆周速度低速轴：密封处轴径的圆周速度由于圆周速度较小所以都采用毡圈式密封高速轴端盖：d=47mm(轴承外径)d0=67mmd2=87mmd4=37mm中间轴端盖: d=52mm(轴承外径)d0=72mmd2=92mmd4=37mm低速轴端盖：d=90mm(轴承外径)d0=115mmd2=140mmd4=75mm由油标上面的油痕来判断油面的高度是否适合。油标的尺寸：使用m12的螺纹d1=4mm,d2=12mm,d3=6mm,h=28m

26、m,a=10mm,b=6mm,c=4mm,d=20mm,d1=16mmd=m16*1.5 d0=26 l=23 l=12 a=4 d=19.6 s=17 d1=0.95 s=16.15 d1=17 h=2因为减速器的轴向尺寸较大,为了加大窥视孔,以方便检修,把窥视孔做成长方形。如下图根据减速箱体的尺寸：设计 b2=154mm, b1=174mm, b=134mma1=140mm, a2=120mm本减速器采用二级展开式圆柱齿轮优点：箱体的长度可以较小，占用的空间较少，两个大齿轮的浸油深度可以大致相同。缺点：设计的轴比较细长，刚度较差；高速级齿轮采用了直齿圆柱齿轮，高速性能较差；高速轴和电动机轴以及低速轴与外部传动轴用