二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器说明书

1、目 录设计任务书2第一部分 传动装置总体设计4第二部分 v带设计7第三部分 各齿轮的设计计算10第四部分 各轴的设计计算16第五部分 各轴轴承的设计计算23第六部分 键的设计计算25第七部分 联轴器的选择26 第八部分 润滑方式及密封装置的选择27第九部分 箱体的设计计算28第十部分 参考文献29第十一部分 设计心得30设 计 任 务 书一、 课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号12345678910输送带工作速v/(m/s)0.630.750.850.80.80.70.730.750.85 50.9卷筒直径d/mm300330350350380300360320

2、360380输送带主动轴转矩t/(n.m)7006706509501050900660900900950工作条件：连续单向运转，运输速度允许误差为，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（16小时/天）。二、 课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。 每个学生应完成：1） 部件装配图一张（a1）。2） 零件工作图两张（a4）3） 设计说明书一份（60008000字）。本组设计数据：第九组数据：输送主动轴转矩t/(n.m) 900 。 输送带速度v/(m/s) 0.85 。 滚筒直径d/mm 360

3、 。 已给方案：外传动机构为v带传动。 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。第一部分 传动装置总体设计一、 传动方案（已给定）1） 外传动为v带传动。2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3） 方案简图如下：二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于v带有缓冲吸振能力，采用v带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用v带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿

4、齿宽分布不均现象。原动机部分为y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。- -设计计算及说明结果三、原动机选择（y系列三相交流异步电动机）工作机所需功率： =2.9kw (见课设p9) 传动装置总效率：（见课设式4-4）1个v带 1个联轴器 1个滚动轴承（输送机） 3对滚动轴承 2个齿轮 电动机的输出功率： 取 （见课设式2-4） 选择电动机为y132s-4型 （见课设表20-1）技术数据：额定功率（） 5.5 满载转速（） 960 额定转矩（） 2.0 最大转矩（） 2.0 y132s-4电动机的

5、外型尺寸（mm）： （见课设表20-2）a：216 b：178 c：89 d：38 e：80 f：10 g：33 h：132 k：12 ab：280 ac：135 ad：210 hd：315 bb：238 l：515四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1、 总传动比： （见课设式2-6） 2、 各级传动比分配： （见课设式2-7） 初定 综合上述可得参数 各轴电动机轴轴轴轴转速n/r/min960384116.18845.707输入功率p/kw5.55.174.9144.67输入转矩t/nm54.714128.577403.903975.748传动比i2.53.3052.542效率0

6、.960.950.96第二部分 v带设计外传动带选为 普通v带传动 1、 确定计算功率：1）、由表13-8查得工作情况系数 2）、由式 2、选择v带型号 查图13-15(机设)选a型v带。3.确定带轮直径 （1）、参考图13-15（机设）及表13-9（机设）选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）（2）、验算带速 （3）、由式13-9（机设）得从动带轮直径 取（4）、传动比 i （5）、从动轮转速4.确定中心距和带长（1）、初选中心距 取（2）、求带的计算基准长度l0，由式13-2得由表13-2选取带的基准长度ld=2000mm(3)、计算中心距:a (4)、确定中心距调整范围 5.验算小带轮包

7、角1 6.确定v带根数z (1)、由d1=112 n1=960r/min，查表（13-3机设）得 p0=1.15kw (2)、由表（13-5机设）查得p0=0.11kw (3)、由表查得（13-7机设）查得包角系数 (4)、由表(13-2机设)查得长度系数kl=1.03 (5)、计算v带根数z 取z=5根 7计算单根v带初拉力f0，由式（13-17）机设。 q由表13-1机设查得 8计算对轴的压力fq，由此可得 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径d1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。第三部分 各齿轮的设计计算一、高

8、速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，都采用45号钢，锻选项毛坯，大小齿轮均表面淬火处理，均用硬齿面。齿轮精度用9级，轮齿表面精糙度为ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取z1=29 则z2=z1i2=293.305=95.845 取z2=962.设计计算。（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计实际转动比 =3.310， t1=9.55106p/n=9.551065.21/368.67=136000 nmm由图（11-1）选取齿轮材料的接触疲劳极限应

9、力分别为 hlin1=1130 mpa hlin2=1130mpa选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为 fe1=690 mpa fe2=690mpa 由表11-5查得接触疲劳安全系数：sh=1 sf=1.25 由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力 初选螺旋角 取z1=29 则z2=z1i2=293.305=95.845取 z2=96实际传动比i2=96/29=3.310齿形系数 由图11-8查得，yfa1=2.61，yfa2=2.24,ysa1=1.64,ysa2=1.82 因 故应对小齿轮进行弯曲强度计算。代入以上数据得法向模数 mn由表4-1取 mn=2mm 计算几何尺

10、寸中心距 取a=130mm确定螺旋角 齿轮分度圆直径 齿宽 b=dd1=0.660.320=36.192mm取b2=40mm b1=45mm3. 校核齿面接触强度由表11-3和11-6查得k=1.2 d=0.6再由表11-6查得ze=189.8 又因为zh=2.5代入数据得 则齿轮圆周速度为 v1=(d1n1/601000)=1.212m/s对照表11-2，选9级制造精度是合适的。综合上述可得：名称符号计算公式及取值1端面模数= 2.079962螺旋角3分度圆直径d=60.32mm, =199mm4齿顶高=2mm5齿根高=1.25=2.5mm6全齿高h+=4.5mm7顶隙c-=0.5mm8齿顶

11、圆直径=d+2, mm, mm9齿根圆直径=d-2,mm, mm10中心距aa1=130mm二、低速级减速齿轮设计（斜齿齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮小齿轮均表面淬火处理，均用硬齿面。齿轮精度用9级，轮齿表面精糙度为ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取z3=26 则z4 =z3i3=272.542=68.634 取z4=692.设计计算。（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计 t2=9.55106p/n=9.551064.91

12、4/116.188=404000 nmm由图（11-1）选取齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 hlin1=1130 mpa hlin2=1130mpa选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为 fe1=680 mpa fe2=680mpa 由表11-5查得接触疲劳安全系数：shmin=1.0 sfmin=1.25 由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力 初选螺旋角 取z3=27 则z4=z2i2=272.542=68.634实际传动比i2=69/27=2.556齿形系数 由图11-8查得，yfa1=2.75，yfa2=2.26,ysa1=1.58,ysa2=1.76 因 故应对小齿

13、轮进行弯曲强度计算。代入以上数据得法向模数 mn由表4-1取 mn=3mm 计算几何尺寸中心距 取a=150mm确定螺旋角 齿轮分度圆直径 齿宽 b=dd1=0.684.375=50.625mm取b4=55mm b3=60mm4. 校核齿面接触强度由表11-3和11-6查得k=1.2 d=0.6 再由表11-6查得ze=189.8 又因为zh=3代入数据得 则齿轮圆周速度为 v1=(d1n1/601000)=0.493m/s对照表11-2，选9级制造精度是合适的。总结：高速级 z1=29 z2=96 m=2 低速级 z3=27 z5=69 m=3综合上述可得表： 序号名称符号计算公式及取值1端

14、面模数= 3.1252螺旋角3分度圆直径d=84mm, =215.62mm4齿顶高=,=3mm5齿根高=1.25=3.75mm6全齿高h+=6.75mm7顶隙c-=0.75mm8齿顶圆直径=d+2, mm, mm9齿根圆直径=d-2,mm, mm10中心距aa2=()=150mm第四部分 各轴的设计计算高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表14-2,得c=118107,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.则: d1min= d2min=d3min= 3.结构设计 （1），对轴段

15、1设计计算 如图首先确定个段直径a段：=38mm （由最小直径和v带轮算出）b段：=43mm，由第二段比第一段大5-10毫米c段：=45mm，与轴承（轴承7209ac）配合，取轴承内径d段：=52mm，由轴承7209ac的安装尺寸查表确定 e段：=55mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴g段， =45mm, 与轴承（轴承7209ac）配合，取轴承内径f段：=52mm, 由轴承7209ac的安装尺寸查表确定第二、确定各段轴的长度a段：=63mmb段：=67mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取55mmc段：=29mm, 与轴承（轴承7207ac）配合,加上挡油盘长度 =b+3+2=17+10+2=2

16、9mmg段：=32mm, 与轴承（轴承7207ac）配合,加上挡油盘长度f段：， e段：，齿轮的齿宽d段：=85.5mm, 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=85.5mm 轴总长l=279mm 两轴承间距离（不包括轴承长度）s=87mm，（2)、轴的设计计算 轴的设计图如下：首先，确定各段的直径a段:=55mm,与轴承（轴承7210ac）配合f段：=55mm，与轴承（轴承7210ac）配合e段：=36mm，非定位轴肩b段：=33mm, 非定位轴肩，与齿轮配合c段：=80mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径d段：=45mm, 定位轴肩然后确定各段距离：a段： =32

17、mm, 考虑轴承（轴承7210ac）宽度与挡油盘的长度b段：=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度c段：=48mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽e段：=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）f段：=30mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离d段：=15mm轴总长l=176mm(3)、轴的设计计算首先，确定各轴段直径a段: =55mm, 与轴承（轴承7212ac）配合b段: =63mm,非定位轴肩,h取3mmc段: =80mm,定位轴肩，取h=7mmd段: =60mm, 非定位轴肩，h=6mme段: =55mm, 与轴承（轴承7212ac）配合f段: =58mm,按照齿轮

18、的安装尺寸确定g段: =50mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度a段: =42mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸b段: =43mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装c段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值d段: =51mm,由两轴承间距减去已知长度确定e段: =33mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸f段: =55mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到g段: =80mm,联轴器孔长度 轴总长l=314mm 4. 低速轴的校核 (1). 轴的受力分析画轴的受力简图和弯矩图。 (2). 计算支座反力。ft=2t1/d1=fr=fttg20/cos。= 3431.41nfa=fttg=263

19、9.73n在水平面上f2h=ft-f1h=9050.63-5853.40=3197.23n 在垂直面上f2v=fr-f1v=3431.41-672.55=2758.86n (3). 由画弯矩图 在水平面上，a-a剖面左侧 mah=f1hl1=5853.400.065=380.471nma-a剖面右侧 mah=f2hl2=3197.230.119=380.47nm 在垂直面上,a-a剖面左侧 mav=f1vl1=672.550.065=43.72nm a-a剖面右侧 mav=f2vl2=2758.860.119=328.30 nm 合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧 （4）. 危险截面的当量

20、弯矩查表14-1和14-3得 取 （5）. 计算危险截面处轴的直径 故该轴符合强度条件!5.轴上倒角与圆角为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。第五部分 各轴轴承的设计计算 1.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合h7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6,3.2.初选轴承（1）.轴选轴承为7209ac（2）.轴选轴承为7210ac（3）.轴选轴承为7214ac根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d1=26mmd2=35mmd3=36mm 3. 低速轴轴承的校核f2h=ft-f1h=9050.63-585

21、3.40=3197.23n f2v=fr-f1v=3431.41-672.55=2758.86n轴承的型号为7214ac，cr=58.2 kn1） 计算轴承1，2的的轴向力为由表16-12查得轴承的内部轴向力为因为 所以轴承2为压紧端 而轴承1为放松端 2） 计算当量动载荷 由表16-11查得e=0.68，而 e由表16-11可得x1=1,y1=0,x2=0.41,y2=0.87。故当量动载荷 3) 计算所需的径向基本额定载荷cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今p2p1，因以轴承2的径向当量动载荷p2为计算依据。查表16-9得fp=1.2；工作温度正常，查表16-8得ft=1。所以 4

22、) 因cr2=23672.63n1268.47n.m转速为4700r/m,允许的轴孔直径在60-80mm之间。以上数据均能满足的要求，故适用. 第八部分 润滑方式及密封装置的选择1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度1.211齿轮端面与内机壁距离11机盖，机座肋厚8.5 8.5以上尺寸参考机械设计课程设计p17p21参考文献机械设计基础杨可桢 程光蕴 李仲生 主编 第5版高等教育出版社机械设计课程设计杨光 席伟光 李波 陈晓岑 主编 高等教育出版社机械设计手册十.设计总结通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了110.96的总传动比。2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提