课程设计说明书(齿轮2级减速器)

1、机械设计课程设计说明书学 院： 行知学院 作品名称： 二级斜齿轮减速器 负 责 人： 孙勇 学 号： 11556124 指导老师： 徐洪 时 间： 2013年12月30 日 一 设计任务设计题目：设计带式输送机的传动装置中的带传动与减速器，减速器结构为二级斜齿减速器。设计要求：已知；减速器冲击类型：中型工作年限：6年 输出转速：110r/min运行形式：双向 输出扭矩：230N*m设计内容：1. 方案分析2. 电动机的选择3. 分配传动比4. 带传动设计5. 齿轮设计与计算6. 轴，键，轴承的设计7. 总结二 传动方案分析与拟定我选用的是展开式二级斜齿减速器。在高速级常用斜齿，低速级可用直齿或

2、者斜齿。齿轮对轴承布置不均，要让轴刚度大，转矩的输入与输出端远离齿轮，减少载荷在齿宽上分布不均匀。展开式二级斜齿减速器，结构简单，应用广泛。总体布置形式如下图所示。三 电动机的选择电机类型的选择：根据所设计的带式输送机的工作条件，选用封闭式三相异步电动机Y系列。查阅相关资料，得到电机分为2级，4级，6级和8级。应优先选用4级。根据设计需求，初定总传动比为i总=13。估算电机转速：电动机功率的选择：运输机输出功率=从电动机到输出大总效率电动机功率根据电机的计算转速和电机功率，查表选出合适的电动机。参数如下表所示：电动机型号额定功率/kw满载转速/（r/min）同步转速/（r/min）堵转转矩最大

3、转矩级数备注Y100L2-43143015004上海载泽电机厂大溪分厂四 传动系统传动比的分配分配传动比：根据初定的总传动比=13，带入公式根据，得带轮的传动比根据，得高速齿轮传动比为根据，的低速齿轮传动比为所以各级传动比为：，=13五 带传动的设计设计带轮：1. 确定计算功率：查表可得工作情况系数=1.3。故2. 选择V带的带型根据，查表可得应选A型3. 确定带轮的基准直径并验算带速v。（1） 初选小带轮的基准直径。查表可得，取小带轮的基准直径=90mm（2） 验算带速。根据公式：因为5m/s ，故带速合适。 （3） 计算大带轮基准直径。根据公式计算大带轮直径。查表可得，大带轮直径取标准值1

4、80mm4. 确定V带的中心距a和基准长度（1） 根据公式0.7（）2(，初定中心距=400mm（2） 由公式计算带所需的基准长度=1229mm查表选取带的基准长度1250mm（3） 按公式计算实际中心距a按公式 ，中心距的变化范围为391447mm5. 验算小带轮上的包角6. 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率。由和，查表可得。根据，i=1.88和A型带，查表可得。查表得，。根据公式可得（2）计算V带的根数。，取根。7. 计算单根V带的初拉力查表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以N8. 计算压轴力 9. 主要设计结论：选用A型普通V带4根，带基准长度1250mm。带轮

5、基准直径=90mm，180mm。中心距控制在a=391447mm之间。单根带初拉力。六 齿轮的设计与计算设计展开式二级斜齿减速器的第一对高速级齿轮： 1. 已知：输入功率为：；小齿轮转速：传动比： 工作寿命：6年。2. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：（1），按传动方案所示，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2），带式输送机为一般工作机器，查手册得，选用7级精度。（3），材料选择。由手册可知，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4），选小齿轮齿数为，大齿轮齿数，取。（5），初选螺旋角。（6），压力角。3. 按齿面接触疲劳强度设计

6、：（1） 由公式：试算小齿轮分度圆直径。1 确定公式中各参数值。a 试选载荷系数。b 计算小齿轮传递的转矩。c 查手册得齿宽系数。d 由手册中查取区域系数。e 查手册得材料的弹性影响系数f 由公式计算接触疲劳强度用重合度系数。g 由公式可得螺旋角系数。h 计算接触疲劳许用应力。查手册可知，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，。由公式计算应力循环次数：查手册得接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数S=1，有公式得：取和中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：2 试算小齿轮分度圆直径：=35.72mm。（2） 调整小齿轮分度圆直径：1 计算实际载荷系数前的数据准备。a 圆周速度v。b

7、齿宽b。2 计算实际载荷系数。a 根据中等冲击的使用要求，查手册可得使用系数b 根据v=1.422m/s，7级精度，查手册可得动载系数c 齿轮的圆周力，查手册得齿间载荷分配系数。d 查手册用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。则载荷系数为3 由公式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：。及相应的齿轮模数：。4. 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由公式试算齿轮模数，1 确定公式中的各参数值。a 试选载荷系数；b 由公式可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。c 由公式，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。d 计算由当量齿数，。查手册可得，由手册中可知应力修正系数，。由手册中可知小齿轮和大齿轮

8、的齿根弯曲疲劳极限分别为：，。由手册中可知弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式，得：，因为大齿轮的大于小齿轮，所以取：2 试算齿轮模数=（2） 调整齿轮模数1 计算实际载荷系数前的数据准备。a 圆周速度v。b 齿宽bc 齿高h及宽高比b/h2 计算实际载荷系数。a 根据，7级精度，由手册可得动载系数。b 由，。 查手册得齿间载荷分配系数c 由手册可得用插值法查得，结合b/h=10.99查手册可知，。则载荷系数为：3 由公式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近

9、取=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即取，则，取。与互为质数。5. 几何尺寸计算（1） 计算中心距考虑模数从1.545mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整至66mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角（3） 计算小，大齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度取，。6. 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，和等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 齿面接触疲劳强度校核按前述做法，确定；。将上他们带入公式中，得： 。满足齿面接触疲劳强度条件。（2） 齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法，确定公式，中的各参数。，。

10、将他们带入上述公式中，得： 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。7. 主要设计结论齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距，齿宽，小齿轮选用40Cr（调质）。大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。设计展开式二级斜齿减速器的第二对低速级齿轮：1. 已知：输入功率为：；小齿轮转速：传动比： 工作寿命：6年。2. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：（1），按传动方案所示，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2），带式输送机为一般工作机器，查手册得，选用7级精度。（3），材料选择。由手册可知，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢

11、（调质），齿面硬度240HBS。（4），选小齿轮齿数为，大齿轮齿数，取。（5），初选螺旋角。（6），压力角。3. 按齿面接触疲劳强度设计：（1） 由公式：试算小齿轮分度圆直径。1 确定公式中各参数值。a 试选载荷系数。b 计算小齿轮传递的转矩。c 查手册得齿宽系数。d 由手册中查取区域系数。e 查手册得材料的弹性影响系数f 由公式计算接触疲劳强度用重合度系数。g 由公式可得螺旋角系数。h 计算接触疲劳许用应力。查手册可知，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，。由公式计算应力循环次数：查手册得接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数S=1，有公式得：取和中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应

12、力，即：2 试算小齿轮分度圆直径：=32.671mm。（2） 调整小齿轮分度圆直径：1 计算实际载荷系数前的数据准备。a 圆周速度v。b 齿宽b。2 计算实际载荷系数。a 根据中等冲击的使用要求，查手册可得使用系数b 根据v=0.554m/s，7级精度，查手册可得动载系数c 齿轮的圆周力，查手册得齿间载荷分配系数。d 查手册用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。则载荷系数为3 由公式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：。及相应的齿轮模数：4. 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由公式试算齿轮模数，1 确定公式中的各参数值。a 试选载荷系数；b 由公式可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数

13、。c 由公式，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。d 计算由当量齿数，。查手册可得由手册中可知应力修正系数，。由手册中可知小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：，。由手册中可知弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式，得：，因为大齿轮的大于小齿轮，所以取：4 试算齿轮模数=（3） 调整齿轮模数1 计算实际载荷系数前的数据准备。a 圆周速度v。b 齿宽bc 齿高h及宽高比b/h2 计算实际载荷系数。d 根据，7级精度，由手册可得动载系数。e 由，。 查手册得齿间载荷分配系数f 由手册可得用插值法查得，结合b/h=18.32查手册可知，。则载荷系数为：3 由公式，可得按实际载荷系数

14、算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=1mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即取，则，取。与互为质数。5. 几何尺寸计算（5） 计算中心距考虑模数从0.922mm增大圆整至1mm，为此将中心距减小圆整至80mm。（6） 按圆整后的中心距修正螺旋角（7） 计算小，大齿轮的分度圆直径（8） 计算齿轮宽度取，。6. 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，和等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。1 齿面接触疲劳强度校核按前述做法

15、，确定；。将上他们带入公式中，得： 。满足齿面接触疲劳强度条件。2 齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法，确定公式，中的各参数。，,，,， ，。将他们带入上述公式中，得： 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。7. 主要设计结论齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距，齿宽，小齿轮选用40Cr（调质）。大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。八 轴，轴承，键的设计1、输入轴设计1求输入轴上的功率p1、转速n1和转矩T1；2求作用在齿轮上的力；3初步确定轴的最小直径先按式书本366页152初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据书本366页表15

16、3，取，于是得取。轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案现选用书本365页图15-22a所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足大带轮的轴向定位，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径。大带轮与轴配合的毂孔长度为68mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的断面上，故段的长度应比L略短一些，故取。2 初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计（化学工业出版社）112页表10-2中，标准精度考虑到内部轴承6005的定位，其尺寸为，故取；而3 取安装齿轮处轴段直径；齿轮左端与左端轴承之间用套筒定位，齿轮轮毂宽度

17、为45mm，为使套筒断面可靠地压在齿轮上，取，齿轮右端采用轴间定位，轴间高度h=（2-3）R，由轴径d=27mm查书本360页表15-2，得R=1故取h=2.5mm，则轴环处直径，轴环宽度，取。4 轴端盖总宽度为14mm（由减速器及端盖的机构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面距离为L=20mm，故。5 取齿轮距离箱体内壁距离a=65mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离s=8mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、大带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按由书本106页表6-1查得平键截

18、面，键槽用铣刀加工，长为32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,大带轮与轴的连接选用平键为，配合，深沟球轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴直径公差为m6。2、输出轴求输出轴上的功率p3、转速n3和转矩T3；2、求作用在齿轮上的力；3、初步确定轴的最小直径先按式书本366页152初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据书本366页表153，取，于是得4、输出轴的最小直径为安装联轴器的直径书本375页（图15-26）。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，查书本347页表14-1，由于转矩变化和冲

19、击载荷中等，故取，则查机械设计（北京理工大学出版社）课程设计301页表2-145，选LX-3型滑块联轴器，其公称转矩为，联轴器的孔径，故取，联轴器长度。4、轴的结构设计（1）确定各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故1-2段的长度应比L略短一些，故取。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计基础课程设计指导书（高等教育出版社）129页表10.1中初步选取，标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为，。3）取安装齿轮处轴段IVV直径；齿轮左端

20、与左端轴承之间用套筒定位，齿轮轮毂宽度为41mm，为使套筒断面可靠地压在齿轮上，取，齿轮右端采用轴间定位，轴间高度，故取h=4mm，则轴肩处直径，轴环宽度，取。4）取。5）取齿轮距离箱体内壁距离a=10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离s=8mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按由书本106页表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为30mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选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，配合，深沟球轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴

21、直径公差为m6。3、中间轴1、求中间轴上的功率p2、转速n2和转矩T2；2、求作用在齿轮上的力；2、初步确定轴的最小直径先按式152初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据书本366页表153，取，于是得3、轴的结构设计（1）确定各段直径和长度1）取初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计基础课程设计指导书（高等教育出版社）129页表10.1中初步选取，标准精度考虑到内部轴承6005的定位，其尺寸为，故取。2）取安装齿轮处轴段II-III直径；齿轮左端与左端轴承之间用套筒定位，齿轮轮毂宽度为46mm，为使套筒断面可靠地压在齿轮上，取，齿轮右端采用轴间定位，轴间高度，故取h=3mm，则轴简处直径，轴环宽度，考虑到与输入输出轴的配合，取。3）取齿轮距离箱体内壁距离a=10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离s=8mm。同理确定；（3）轴上零件的周向定位大齿轮、小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按由书本106页表6-1查得大齿轮平键截面，键槽用铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,小齿轮与轴的连接选用平键为，配合，深沟球轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选