二级直齿圆柱齿轮减速器

目录

1. 题目???????????????????????1 2. 传动方案的分析??????????????????2 3. 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算??????2 4. 传动零件的设计计算????????????????5 5. 轴的设计计算???????????????????16 6. 轴承的选择和校核?????????????????26 7. 键联接的选择和校核????????????????27 8. 联轴器的选择???????????????????28 9. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择????????28 10.减速器箱体设计及附件的选择和明????????????????????????29 11. 设计总结?????????????????????31 12. 参考文献?????????????????????31

说

题目：设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 1、基本数据 数据编号 运输带工作拉力F/N 运输带工作速度1.4 v/(m/s) 卷筒直径D/mm 滚筒效率η 340 0.96 QB-5 2000 2.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳；

3.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 4.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时

5.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造，可加工7～8级齿轮；加工条件：小批量生产。生产30台

6.部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮

7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作； 运输带速度允许误差±5%；

两班制工作，3年大修，使用期限15年。

(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。)

1

8.设计工作量：1、减速器装配图1张(A0或sA1)； 2、零件图1～3张；

3、设计说明书一份。

§2传动方案的分析

1—电动机，2—弹性联轴器，3—两级圆柱齿轮减速器，4—高速级齿轮，5—低速级齿轮 6—刚性联轴器 7—卷筒

方案分析:

由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 674.410～3372.04r/min由经济上考虑可选择常用电机为1500r/min .功率为4kw.又可知总传动

2

比为17.082.如果用带传动,刚减速器的传动比为5—10,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而用一级则有点过大,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.

两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。 从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速. 卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.

§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算

一、电动机的选择 1.确定电动机类型

按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量

3

（1）工作机卷筒上所需功率Pw

Pw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw (2)电动机所需的输出功率

为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由[2]表2-2 P6查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.99，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为 η总=η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877

Pd?Pw?总?2.8/0.877=3.193kw

3.选择电动机转速

由[2]表2-3推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i联=1

两级减速器传动 i减=8～40(i齿=3～6) 则传动装置总传动比的合理范围为 i总= i联×i齿1×i齿2 i‘总=1×（8～40）=（8～40） 电动机转速的可选范围为 nw=

60V=60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/min ?Dnd=i‘总×nw=（8～40）×nw=8nw～40nw=629.34～3147.2r/min 根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、

4

1000rmin。

选用同步转速为1500r/min，输出轴直径为28j6mm 选定电动机型号为Y112M-4。

二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 1.传动装置总传动比

i总= nm / nw=1440/78.68＝18.30式中nm----电动机满载转速，1440 r/min;

nw----工作机的转速，78.68 r/min。 2.分配传动装置各级传动比 i总=i联×i齿1×i齿2

分配原则：（1） i齿=3～6 i齿1=（1.3～1.4）i齿2 减速器的总传动比为

i = i总/ i联=18.30 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为

i齿1 = 1.3i= 4.877 低速级的传动比

i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.752 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算

n0= nm =1440 r/min nⅠ= nm / i联 =1440 r/min

5

nⅡ= nⅠ / i齿1 = 1440/4.877=295.26 r/min

nⅢ= nⅡ / i齿2 =295.26/3.752=78.69r/min 2.各轴输入功率 P0= Pd=3.193kw

PⅠ= Pdη4 = 3.193x0.99=3.163kw PⅡ= PⅠη2η3 =3.163x0.98x0.99=3.067kw

PⅢ= PⅡη2η3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw 3.各轴输入转矩

T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176N?m TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x3.161/1440=20.964N?m TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x3.067/295.26=99.20N?m TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x2.9767/78.69=361.174N?m

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 0轴 Ⅰ轴 功率?kw? 转速n?rmin? 3.193 3.161 3.067 2.9767 1440 1440 295.26 78.69 21.176 20.964 99.200 361.174 1 4.877 3.752 转矩T?N?m? 传动比 Ⅱ轴 Ⅲ轴

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4传动零件的设计计算

一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 （一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算（或选择）依据 1．选齿轮精度等查[1]P208 表传输机为一般工作级 2．材料选择 10-8 查[1]P180 表10-1 3．选择齿数Z Z1?(20~40) Z2?iZ1 计算过程 单位 级 计算（或确定）结果 7 机速度不高 小齿轮40Cr(调质) 大齿轮45钢(调质) Z1=24 Z2=4.877x24 =117.3 U=117/24=4.875 个 小齿轮280HBS,大齿轮240HBS Z1＝24 Z2＝117 U?Z2 Z1U＝4.875 5．按齿面接触疲劳强度设计 （1）试选Kt T=9550x3161/1440=2.0963X10 由[1]P201表10-7 4试选1.3 Nmm Kt=1.3 (2)计算小齿轮T=9550XP1/n1 传递的转矩T1 (3)齿宽系数Фd T1=2.096x 104 d=0.7~1.15 锻钢 MP1/2 Фd=1 ZE=189.8 (4)材料的弹性由[1] P198表

7

影响系数ZE 10-6 ?Hlim1?600 ?Hlim2?550 (5) 齿轮接触疲由[1]P207图 劳强度极限?Hlim １０－２１ｄ （6）应力循环次由[1]式１０－数N １３ MPa?Hlim1?600 ?Hlim2?550 N1=60n1jLh= 60X1440X16X300X15＝6.2208X109 N2?N1/i齿1 N1=6.22X109 =6.22X109/4.877=1.275X109 （7）接触疲劳强度寿命系数KHN （8）计算接触疲由[1]P203图10-19 取失效概率为KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 [σH]1= KHN1?Hlim1 SN2=1.28X109 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 MPa [σH]1= 540 劳强度许用应力１％，安全系数=0.90X600/1=540 [σH] 为S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]2= KHN2?Hlim2S [σH]2= 522.5 =0.95X550/1=522.5 （9）试算小齿轮按[1]式（10－分度圆直径d1t 21）试算 d1t?2.323ktT1u?1ZE2?()?du[?H]mm 37.823 ＝37.8225 v?（10）计算圆周?d1tn160?1000 V=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 8

m/s V=2.85

速度v （11）计算齿宽B （12）模数mnt b = φdd1t mnt?d1t z1 B1=1×37.823 mnt＝37.823/24＝1.576 h = 2.25mnt =3.546 b/h =37.823/3.546=10.5769 mm 度 B1=37.823 mnt=1.576 h =3.546 b/h= 10.577 （13）计算载荷由[1]表10-2查得使用系数KA?1 系数K 根据v= 2.85级精度，由[1]P190图10-8查得动载荷系数KV?1.10 由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φ2d) φ2d+0.23 K=1.870 ×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X12)12+ 0.23X10-3X37.823=1.417 由[1]图１０－１３P195查得KFβ=1.34假定KAFt?100N/mm，由d1[1]P193表10-3查得KH??KF??1.2故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1.10X1.2X1.417=1.870 （14）按实际的由[1]式10-10ａ d1=d1t3K/Kt= 载荷系数校正分度圆直径 42.696 mm d1=42.70

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载荷系数K KA?1 根据v= 0.998级精度，由[1]P192图10-8查得动载荷系数KV?1.06由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X12)12+ 0.23X103X64.579=1.42由[1]图 K=1.806 10-13P195查得KFβ=1.35 假定KAFt由[1]P193表?100N/mm，d1１０－３查得KH??KF??1.2故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.2X1.42=1.806 （14）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3 （15）计算模数mn mn?d3=72.058/23 z3由[1]式10-10ａ D3=d3t3K/Kt=72.058 mm D3=72.058 mm mn=3.133 =3.133 6．按齿根弯曲强度设计 （1）计算载K=KAKVKFαKFβ K=1X1.06X1.2X1.

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荷系数K （2）齿形系数YFa 由[1]P197表 １０－５ 35=1.7172 K=1.717 YFa3=2.69 YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208 YFa3=2.69 YFa4=2.208 （3）应力校正系数YSa 由[1]P197表 10-5 YSa3=1.575 YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776 YSa3=1.575 YSa4=1.776 （4）齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE （5）弯曲疲劳强度寿命系数KFN （6）计算弯由[1]P204图 10-20ｃ ?FE3?500 ?FE4?380 MPa ?FE3?500 ?FE4?380 由[1]P202图 10-18 KFN3?0.85 KFN4?0.88 KFN3?0.85 KFN4?0.88 取弯曲疲劳安K?[σF]3= FN3FE3 SMPa [σF]3=314.815 [σF]3=247.704 曲疲劳许用全系数S＝1.35，=0.85x500/1.35=314.8148 应力[σF] 由式10-2得 [σF]4= KFN4?FE4=0.88x380/1.3S5=247.7037

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YFa3YSa3[?F]3=(2.69+1.575)/314.（7）计算大小齿轮的YFaYSa并加[?F] 大齿轮值大 815=0.013547 =2.208+1.776/247. 704=0.016083YFa4YSa4[?F]4以比较 结论：大齿轮值大 （8）齿根弯由[1]式１０－曲强度设计１计算 mn?32KT2YF?YS???dZ32[?F]mn?32KT2YF?YS???dZ32[?F] mn＝2.18 ７ =2.1796 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn＝2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 72.058mm来计算应有的齿数。于是由z3?d3=72.058/2.5= 28.8 取mnz3?29，则Z4 = Z3×i齿2 = 29x3.752=108.8 取Z4 = 109 3．几何尺寸计算 （1）计算中心距a a?(z3?z4)mn 2A=(29+109)2.5/2 =172.5 将中心距圆整为173 mm a=173 （2）计算齿轮的分度圆d?zmn d3=29x2.5=72.5 d4=109x2.5=272.5 mm d3=72.5 d4=272.5

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直径d （3）计算齿轮的齿根圆直径df df?d?2.5mn df1?d1?2.5mn=72.5- mm df1=66.25 df2=266.25 6.25=66.25 df2?d2?2.5mn=272.5-6.25=266.25 （4）计算齿轮宽度B （5）验算 b = φdd3 圆整后取： B3 =80 B4 = 75 mm B3 =80 B4 = 75 Ft?2T2=2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N d3KAFt=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm b合适 （三）直齿轮设计参数表 传动类型 高速级 直齿圆柱齿轮 低速级 直齿圆柱齿轮 2.5 模数 2 齿数 21 102 29 109 173 中心距 123 齿宽 50 45 80 75

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§5联轴器的选择

Ⅰ轴的联轴器:

由于电机的输出轴轴径为28mm

查[1]P343表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.3

Tca?KAT3?1.3×20.964=27.253N.m

又由于电机的输出轴轴径为28mm

查[2]p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩[n]=63N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为20~28之间，由于电机的轴径固定为28mm,而由估算可得1轴的轴径为20mm。 故联轴器合用:

Ⅲ的联轴器:

查[1]P343表14-1转矩变化很小可取KA=1.3

Tca?KAT3?1.3×361.174=469.52 N.m

查[2]p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩[n]=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为40~48之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.

§5轴的设计计算

减速器轴的结构草图

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不太严谨，没有很好地熟悉一些理论知识，没有过此类设计的经验；在设计过程中自己也做了一些重复的计数，很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数，而在尺寸计算校核才发现问题，而白白花了重复工作的时间，但也能让我更加深刻一些设计的过程，积累了一些设计的经验。

这次机械设计课程设计是我们一次进行的较长时间、较系统、 较全面的工程设计能力训练，很好地提高了我们实践能力和运用综合能力的水平。我们可以通过设计，明白到学习的内容的目的，更加明确大学学习的目标方向，能激起学生学习激情，也让我们有学习的成就感，希望以后有更多合适实训教学安排。

§12参考资料

[1] 濮良贵主编. 1997.《机械设计》（第七版）.高等教育出版社 [2] 唐增宝；何永然；刘安俊主编.1998.机械设计课程设计.华中科技大学出版社

[3] 龚溎义 罗圣国 李平林 张立乃 黄少颜编， 龚溎义主编《机械设计课程设计指导书》第二版，高等教育出版社 [4]机械设计手册软件版R2.0,

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一、Ⅰ轴的结构设计

1．选择轴的材料及热处理方法

查[1]表15-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径?100mm，热处理方法为正火。

2．确定轴的最小直径

查[1]P362式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

d?39.55?1063PP?A0310.2???nn1=14.296mm

再查 [1]表15-3，A0=(112 ～ 97) D≥＝13.546mm

考虑键：有一个键槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm 3．确定各轴段直径并填于下表内

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名称 d1 依据 大于轴的最小直径15.01且 考虑与联轴器内孔标准直径配合 单位 mm 确定结果 20 d2 大带轮定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1 =20+2.8~4=22.8~24 考虑密封圈查[2]表15-8 P143得d=25 mm 25 d3 考虑轴承d3> d2选用6206轴承从机械设计手册软件（R2.0） B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62 mm 30 d4 考虑轴承定位 查表 9-7[2] mm 36 d4＝da＝R40＝36 d5 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟<2.5m，选用齿轮轴，此时d5=d1a=46 d6>d7查表 9-7[2] mm 46 36 d6 mm

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d7 d7＝d3（同一对轴承） mm 30 4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

查 [2]P20（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度v”

v=3.467 ?2ms，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表

名称 箱体壁厚? 依据 查[3]表3P26 ??(0.025~0.03)a???8 单位 mm 确定结果 8 小于8选8 地脚螺栓直径df及数目n 轴承旁联接螺栓直径d1 轴承旁联接螺栓扳手空间C1、C2 轴承盖联接螺钉直径d3 查 [2]P132表14-1 22

[3]查[3]表3P26 df=0.036a+12 a<250时,n=4 df20 =4n=4 查表3P26 d1=0.75df=0.75×20=15 [3]mm d1=16 查表3P26 查[3]表4 P27 d3=(0.4-0.5)df mm C1=22 C2=20 mm 10 =0.5x20=10 mm

轴承盖厚度e 小齿轮端面距箱体内壁距离?2 轴承内端面至箱体内壁距离?4 轴承支点距轴承边端面距离a e=(1～1.2) d3=(1～1.2)×10=10~12 查[3]表4 P27 ?2≥δ（或10～15） 12 mm 10 查[3]P43 ?4=3～5 mm 4.5 查机械手册软件版 mm 8 5.计算各轴段长度。

名称 l1 l2 计算公式 (联轴器)l1=38-（2－3） L2=8+22+20+（5～8）-4.5-16+8+29=70.5 单位 计算结果 mm mm 36 70.5 l3 l3=16(轴承B) mm 16 102 mm l4 l4＝Δ2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102 l5 l5=B1=50 mm 50

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l6 l6＝Δ2+(3-5)＝10+4.5=14.5 l7＝B-2=16-2=14 mm mm mm 14.5 14 303 l7 L（总长） L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5 L(支点距离)

L=303-36-71.5-16+2=178.5 mm 181.5 二、Ⅱ轴的结构设计

1．选择轴的材料及热处理方法

查[1]表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径

?100mm，热处理方法为正火回火。

2．确定轴的最小直径

查[1]P246的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

d?39.55?1060.2???3PP?A03Ⅱ=24 nnⅡ再查 [1]表15-2，A0?126~103

考虑键：d≥24×（1+5%）=25.2mm 3．确定各轴段直径并填于下表内

名称 d1 依据 大于轴的最小直径25.2且 考虑与轴承公称直径配合试单位 mm 确定结果 35

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