设计计算说明减速器

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目两级斜齿圆柱齿轮减速器机电系机械自动化专业10级2班学生姓名胡彦泽完成日期2013/7/17指导教师（签字）机械设计课程任务书设计人 胡彦泽 院（系） 机电 专业（班级） 10机械2班 学号 120100508112 设计题目 两级斜齿圆柱齿轮减速器 题号 42 原始数据：一、 设计一个用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图：2、工作条件：输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动，滚筒效率为0.96，输送带工作速度允许误差为±5%；每年按300个工作日计算，两班制工作，使用期限为10年，大修期4年，在专门工厂小批量生产。3、原

2、始数据：运输机卷筒拉力（N）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）13500.7032051024、设计内容：（1）、电动机的选择与参数计算（2）、齿轮传动设计计算（3）、轴的设计（4）、滚动轴承的选择（5）、键和联轴器的选择与校核（6）、装配图、零件图的绘制（7）、设计计算说明书的编写5、设计任务： 每个学生应完成： （1）减速器总装配工作图1张（A0或A1图纸）; （2）零件工作图25张（传动零件如低速轴，低速齿轮，箱体等，根据设计方法由教师决定。A2或A3图纸）。（3）设计说明书1份（约60008000字）。 完成时间 2013 年 7 月

3、 17 日 签字 胡彦泽 设 计 计 算 与 说 明主 要 结 果一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运动。（二）选择电动机1电动机类型结构形式选择按工作要求，可选一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。2电动机的容量（1）鼓轮的输出功率 （2）电动机的输出功率传动装置的总功率：联轴器的传动效率 取0.99：圆柱齿轮的传动效率 取 0.99：滚动轴承的传动效率 取0.97：滑动轴承效率取0.99故= （3）电动机额定功率 由机械设计课程设计查Y系列电动机技术数据，选取电动机额定功率=5.5KW3.电动机的转速首

4、先计算电动机转速的范围,两级圆柱齿轮传动比,转速, 初选同步转速为1500r/min和3000r/min的电动机，考虑价格选同步转速1500r/min的电动机。查表102，额定功率=5.5KW的Y132S-4电动机，其额定转速=1440r/min一轴二轴 三轴转速n（r/min） 1440 396.9 75.42功率p/kw 4.84 4.65 4.46转矩T/n.m 32.10 111.95 564.74确定电动机的型号是：Y132S-44.电动机的技术数据和外形安装尺寸轴心高H=132mm总宽L=515mm，轴外伸长为E=80mm，轴颈D=38mm（三）计算传动装置总传动比和各级传动比（1

5、）总传动比 （2）分配各级传动比：高速级传动比，低速级传动比 通常取=（1.11.5）则=5.62 =3.63（四）计算传动装置的运动参数1.各轴转速：减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴。， 。2各轴的输入功率按工作机的功率计算3各轴的转矩，三：齿轮设计计算（一） 高速级齿轮的设计1、选择精度等级，材料和齿轮齿数 1）材料：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为280HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为240HBS,硬度差为40HBS.2）精度等级选8级精度3）选择小齿轮齿数为=24，则大齿轮的齿数=取=884）选取螺旋角=14° 2、按齿面接

6、触强度计算 1）确定式中各值(1) 试取载荷系数为Kt=1.6(2) 由机械设计 高等教育出版社第八版（下同）图10-30取区域系数=2.433(3) 由表10-7取齿宽系数=1.(4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.(5) 由机械设计高等教育出版社第八版 查图1026可得 (6) 由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.(7) 应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1.由 式 则(8) 小齿轮传递的转矩2）计算(1)小齿轮分度圆直径.mm (2)计算

7、圆周速度(3)宽度b及模数(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=2.95m/s,八级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得=1.4(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径(7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）(1) 确定参数1)计算载荷系数2) 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3) 计算当量齿数 4) 由表10-5查得齿形系数为 5) 应力矫正系数: 6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命取由10-1

8、9取接触疲劳寿命系数8）计算弯曲疲劳许用应力，取s=1，由式10-12得9）计算(2)设计计算 对此计算结果，又齿面解除疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.5，但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应有的齿数 取为294几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距（2）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度(二)低速级齿轮设计计算1、选择精度等级，材料和齿轮齿数 1）材料：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为280HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为240HBS,硬度差为40HBS.2）精度等级选8级精度

9、3）选择小齿轮齿数为，则大齿轮的齿数取1004）选取螺旋角 2、按齿面接触强度计算 (1)确定式中各值1)试取载荷系数为Kt=1.62)由机械设计（下同）图10-30取区域系数3)由表10-7取齿宽系数=1.4)由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.6）由机械设计高等教育出版社第八版 查图1026可得 7)应力循环次数取由10-19取接触疲劳寿命系数8）计算弯曲疲劳许用应力，取s=1，由式10-12得接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1由 式 则=587.5

10、Mpa(2）计算1)小齿轮分度圆直径. 2)计算圆周速度3)宽度b及模数4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=1.12m/s,八级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）(2) 确定参数1)计算载荷系数2) 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3) 计算当量齿数 4) 由表10-5查得齿形系数为 5) 应力矫正系数: 6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系

11、数小大齿轮的寿命系数取8）计算弯曲疲劳许用应力，取s=1.4，由式10-12得9）计算(2)设计计算 对此计算结果，又齿面解除疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5，但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应有的齿数。故取=24 ，为保证磨合均匀，故取=11274几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距圆整后取中心距a179mm（2）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度齿轮的结构设计与轴有关，故齿轮的结构在后面设计。四. 轴的结构设计计算为使中间轴所受的轴向力小，则中间轴的两个齿轮的旋向和各轴的受力如图：二 轴的结构设计计算为使中间轴所

12、受的轴向力小，则中间轴的两个齿轮的旋向和各轴的受力如图：（一）高速轴的结构设计 1已知该轴的功率，转速，转矩 =4.84KW， =1440 r/min , =3.12Nm 2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上小齿轮的分度圆直径为 3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40cr调质处理。根据表15-3，取，于是得显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。同时选择联轴器，连轴器的计算转矩为，查表14-1考虑转矩的变化，取=1.5，则：=1.3按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用TL4型弹性注销联轴器，公称

13、转矩为63 Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1取38mm。4、轴的结构 （1）拟订轴上各零件的装配方案 根据设计要求，选择如图的方案，因为轴经与小齿轮的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案。 （2）根据轴向定位的要求确定各段轴的直径和长度 1）。为满足半联轴器的定位要求，I-II段右端要制出一轴肩，取II-III段的直径为28mm，I-II段的长度为34mm，故， ，所以选用单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸 ，故， 查手册30306轴承的轴肩可取，取安装齿轮处的轴段，已知安装齿轮轮毂宽50mm，故，轴肩高度h>0.7d， h=4

14、， 故， 轴环宽度b>1.4h，取 取齿轮距箱体内壁的距离a=20mm，两圆柱齿轮的距离c=20mm，箱体内壁一段距离s=11.5，轴承宽度T=20.75mm 小齿轮的宽度B=70mm 2）。初步选择轴承 VII（3）键的选择 根据机械设计课程设计表14-1查得I-II处的键的代号为 键6×28GB1096-79（6×7×28）。 （二）中间轴的设计 1已知该轴的功率，转速，转矩 =4.65KW， =396.69r/min , =111.95Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 该轴上小齿轮的分度圆直径为3、初步确定轴的最小直径

15、选取轴的材料为40cr调质处理。根据表15-3，取，于是得 中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为30309取d=45mm，尺寸外形为 45mm×100mm×27.25mm,其余尺寸见图。 4轴的结构设计 安装大齿轮处的键型号为 键1245GB1096-79 安装小齿轮处的键型号为 键1270GB1096-79 轴上零件装配方案和尺寸如图 I II III IV V VI VII（三）低速轴的设计1已知该轴的功率，转速，转矩 =4.46KW， =75.42 r/min , =564.74Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上齿轮的分度

16、圆直径为 3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取，于是得。安装两个键槽增大直径7，得取 此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径，选取联轴器（同前面的方法一样）的型号为HL4的弹性柱销联轴器（HL4联轴器48×112GB5014-85），主动端d=48mm,长L=112mm，与联轴器配合处轴长L1=108mm。查机械设计课程设计表15-6，选择轴承代号为6311的圆锥滚子轴承，尺寸外形为 4轴的结构设计 安装大齿轮的键型号为 键1863GB1096-97 安装联轴器处的键为 键14100GB1096-97 选用圆锥滚子轴承 30311 轴上零件装配方案和

17、尺寸如图五.轴、轴承、键的校核 （一）各轴上的载荷 1.高速轴的校核1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力 水平面上受力分析2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由<机械设计>表15-1查得。因此，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知截面弯矩较大，仅次于，且截面受扭，截面不受扭，故确定截面为危险截面。 截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查

18、得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。2.中间轴的校核1），中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力L=180.5将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由<机械设计>表15-1查得。因此，故安全。 3）精确校核轴的疲

19、劳强度 确定危险截面由图可知截面弯矩较大，且截面受扭，截面不受扭，故确定截面为危险截面。 截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：初选H7/k6配合，由附表3-8得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。2.低速轴的校核1），低速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩将危险截面的水平弯矩、垂

20、直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由<机械设计>表15-1查得。因此，故安全。 3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知截面弯矩较大，且截面受扭，截面不受扭，故确定截面为危险截面。 截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得初选H7/k6配合，由附表3-8得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由

21、附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。 （二）、滚动轴承所有轴承预期寿命为十年。1.高速轴的轴承 轴承1 ：30306 轴承2 ：30306根据轴承型号30306取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于30306型的轴承，判断系数其值由的大小来确定,现在取,故取e=0.19,因此可取Y=2.3;因此轴承1载荷较大,验算轴承一的寿命。.3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命 =故轴承使用寿命足够、合格。a.中间轴上的滚动轴承验算寿命计算轴承1 ：30307 轴承

22、2 ：30307根据轴承型号30307取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于30307型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4因此轴承1被压,轴承2被放松.3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， =寿命合格. 3.低速轴上轴承的校核 轴承1：30311 轴承2：30311根据轴承型号30311取轴承基本额定动载荷为：C=55.2KN；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和得到3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承

23、运转中有轻微冲击,按表13-6 因 4.验算轴承寿命 =故轴承使用寿命足够、合格。(三).键的设计和计算1.高速轴上同联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键.材料为45钢根据 d=24mm查表6-2取： 键宽 b=8mm h=7mm L=28mm 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=28-6=22mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.5×6=3mm由式（6-1）得： 所以键比较安全.取键标记为： 键8×28GB1096-792.中间轴上定为高速级大齿轮键的设计大齿轮处：选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=40mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=45mm 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=45-12mm=33mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.5×8=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键12×45GB1096-79c.从动轴上定为低速级大齿