二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

1、机械设计基础课程设计说明书课题名称 二级斜齿圆柱齿轮减速器 专业班级 机械143 姓 名 叶树选 学 号 201410824332 指导老师 张瑞华 答辩日期 目录一、设计数据及要求21.工作机有效功率22.查各零件传动效率值23.电动机输出功率34.工作机转速35.选择电动机36.理论总传动比37.传动比分配38.各轴转速49.各轴输入功率：410.电机输出转矩：411.各轴的转矩412.误差5三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级5四、齿轮传动校核计算5（一）、高速级5（二）、低速级9五、初算轴径13六、校核轴及键的强度和轴承寿命：14（一）、中间轴14（二）、输入轴20（三）、输出轴24

2、七、选择联轴器28八、润滑方式28九、减速器附件：29十一 、参考文献29一、设计数据及要求二.课程设计的要求与数据原始设计参数：学号带拉力提升速度滚筒直径2014108243322100KN0.900m/s340mm F=2100N D=340mm v=0.9m/s 1带式输送机用来运送谷物、型沙、碎矿石、煤等2. 输送机运转方向不变，工作载荷稳定3. 输送带鼓轮的传动效率取0.974.工作寿命15年，每年300天，每天16小时。传动方案的确定：1）.组成：传动装置由电动机，减速箱和链传动装置组成。2）. 特点：链传动的瞬时传动比是变化的，且有冲击震动，故不适易高速传动传动比要求准确的场合，

3、一般多用于低速级传动及传动比要求不太严格的场合。3）.确定传动方案：其传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图，如图所示：二、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒 链故：3.电动机输出功率4.工作机转速电动机转速的可选范围： 取10005.选择电动机选电动机型号为Y132S6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中心高H外形尺寸底脚安装尺寸底脚螺栓直径 K轴伸尺寸D×E建联接部分尺寸F×CD132216×1401238

4、5;8010×86.理论总传动比7.传动比分配设链传动比为2.2 故 ， I1 为高速齿轮传动比I2 为低速齿轮传动比8.各轴转速轴 轴 轴 轴 9.各轴输入功率： 轴 轴 轴 轴 10.电机输出转矩由参考文献自资料查的公式知12.列表轴 名功率 P/Kw转速 n/r/min转矩T 轴2.22396022 轴2.200388.67654.05 轴2.092220.290.73 轴1.98855345.18三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率，故小齿轮选用45cr钢，表面淬火，齿面硬度为48HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。选用8级精度。大齿轮选用45钢，表面淬火，

5、齿面硬度为45HRC，齿轮均为硬齿面，闭式四、齿轮传动校核计算（一）、高速级 1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由查询参考资料公式可得： 式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：设计计算：因为是软齿面闭式传动，主要失效形式是齿面疲 劳点蚀，因此按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1然后再校核齿根弯曲疲劳强度（2）初选=20, 则,取69 式中： 大齿轮数； 高速级齿轮传动比。（3）由参考文献1，选取齿宽系数。（4）初取螺旋角。（5）初取齿轮载荷系数=1.6。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为 ，由参考文献1查得齿形系数=

6、4.27，=4.00（7）许用弯曲应力可由参考文献1算得： 由参考文献1可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 由参考文献1取安全系数=1.4。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 由参考文献1 查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 所以 初算齿轮法面模数 取2.52 计算传动尺寸（1）计算传动尺寸。中心距 圆整为115mm实际螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=55mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。 齿顶圆直径 齿根圆直径 3校核齿面接触疲劳强度由参考文献1知 式中各参数：（1）齿数比。 （2）由参考文献1 查得弹性系数。 （3）由参考文献1 查得

7、节点区域系数。 （4）由参考文献1 查得重合度系数 （5）由参考文献1 查得螺旋角系数 （5）由参考文献1 计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限， 计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限， ； 安全系数，由参考文献1查得。故 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。速级考虑到齿轮所传递的功率，故小齿轮选用45cr钢，表面淬火，齿面硬度为48HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。选用8级精度。大齿轮选用45钢，表面淬火，齿面硬度为45HRC，齿轮均为硬齿面，闭式1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根

8、弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得： 式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：（2）初选=22, 则 式中： 大齿轮数； 低速级齿轮传动比。（3）由参考文献1，选取齿宽系数（4）初取螺旋角为。（5）初取齿轮载荷系数=1.6。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为 ，由参考文献1 查得齿形系数=4.21，=4.02 由参考文献【2】 查得应力修正系数=1.57，=1.76（7）许用弯曲应力可由参考文献算得 ： 由参考文献 可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 由参考文献 取安全系数=1.4。 由参考文献 查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为

9、 = 所以 初算齿轮法面模数 取标准模数 2（8）计算传动尺寸。中心距 圆整为60mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=50mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。 齿顶圆直径 齿根圆直径 3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比。 （2）由参考文献 查得弹性系数。 （3）由参考文献1 查得节点区域系数。 （4）由参考文献1 查得重合度系数 （5）由参考文献1 查得螺旋角系数 （5）由参考文献1 计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1分别查得， ； 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全

10、系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。五.减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力 初定轴的最小直径及联轴器的选用。选轴的材料为钢，调质处理。参考文献，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与op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T=KAT1,查表知,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.5,则， 查机械设计手册，选用LT4型弹性套柱销联轴器，其额定转矩为。材料为钢时，许用转速为5700r/m。主动端选用Y

11、型轴孔，轴孔直径为24mm，长度为52mm，从动端选用型轴孔，直径为20mm，长度为52mm。轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=52mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取 （2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号6005轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并

12、考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定（4）轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度,取,故取 （5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，(6)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图5受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故总支承反力）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图6作受力、弯

13、距和扭距图+/.7选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型） 齿轮：选普通平键 （A型） 联轴器:由式，查表，得 ，键校核安全齿轮: 查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全9校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0400.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。查询文献 取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承

14、寿命（） 校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号6205的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应

15、比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（4）参考文献，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。 中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在

16、垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取 由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算

17、寿命，故安全。3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 输入功率转速转矩2 第三轴上齿轮受力3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号62007的深沟球轴承，参数基本： 基本额定动载荷基本额定静载荷。由此可以确定： （2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6207的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，取( 3)轴段5上安装低速级大齿

18、轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输出轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）计算弯矩）水平面弯矩 在C处，在B处，）垂直面弯矩 在C处（）合成弯矩图 在C处在B处，（4）计算转矩，并作转矩图 (CD段)6作

19、受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级链轮的键 由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷当量动载荷因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命.润滑与密封1润滑方式的选择 因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸

20、油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。十一.箱体结构尺寸机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a<250,n=66轴承旁联接

21、螺栓直径d1=0.75 df12.2mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df10mm联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df7mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6mm定位销直径d=(0.70.8) d27mm轴承旁凸台半径R10 mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=42.5mmD12=42.5mmD13=57.5mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=59.5mmD22=59.5mmD23=74.5mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离22>9 mm两齿轮端面距离4=55 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm十二.设计总结之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且