二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、 机械设计课程设计说明书题目：二级展开式圆柱齿轮减速器 目 录1. 设计目的12. 设计方案及要求13. 电机选择24. 装置运动动力参数计算45.带传动设计与校核 56.齿轮设计与校核 77.轴类零件、轴承及键的设计与校核168.减速器的结构及附件设计 34 9.设计心得 3810.参考文献 391. 设计目的 机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （1）初步学会综合运用机械设计及其它先修课程的理论和生产实践知识来解决工程实际中的具体设计问题； （2）掌握一般机械设

2、计的方法和步骤，培养理论联系实际的正确设计思想和分析问题、解决问题的能力； （3）培养机械设计的基本技能； （4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2. 设计方案及要求2.1 设计方案 据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下： 1电动机2V带传动3减速器4联轴器5滚筒6输送带 2.2 设计要求 1）机械系统总体方案图1张（可绘在说明书中）； 2）传动装置装配图1张（1号图纸）； 3）零件图2张（3号图纸）； 4）设计计算说明书1份。 2.3 原始数据 1）滚筒圆周力F=6KN 2）滚筒速度 m/s3）

3、 滚筒直径 D=380mm4） 传动装置的使用寿命预定为10年，每年按300天计算，每天 8小时计算；3. 电机选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求选用Y系列封闭式三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，额定电压为380V，额定频率为50Hz。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=6KN，m/s。则有：P=从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，滚筒效率。据机械设计手册知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96。则有： 所以电动机所需的工作功率为：P= P=9.65KW 取

4、P=9.8KW 3.3 确定电动机的转速 按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I=860和带的传动比I=24，则系统的传动比范围应为：I=I=（860）（24）=16240 工作机滚筒的转速为 n=所以电动机转速的可选范围为 n=I=（16240） =（88513268）符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min三种，准备选择1500r/min。查询机械设计手册确定电机的型号为Y160M-4。其满载转速为1460r/min,额定功率为11KW。4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 I=2）分配到各级传

5、动比 因为I=已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比i0则I。参考机械设计指导书，对展开式二级齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比i1=(1.31.4)i2。式中i1为高速级传动比；i2为低速级传动比。所以，分配齿轮传动比得高速级传动比i1=4.1，低速级传动比为i2=3.1。4.2 传动装置的运动参数计算 电动机轴： 转速：n=1460 输入功率：P0=P 输出转矩：T0=9550=9550m 轴（高速轴）: 转速：n= 输入功率：P1=P0KW 输入转矩：T1=9550Nm 轴（中间轴）: 转速：n= 输入功率：P2=P1 输入转矩：T2=9550Nm 轴（

6、低速轴） 转速：n= 输入功率：P3= 输入转矩：T3Nm 滚筒轴： 转速：n 输入功率：P4= 输入转矩：T4Nm 各轴运动和动力参数表4-1轴 号功率（KW）转矩（Nm）转速（r/min）电机轴1460轴664轴527162轴滚筒轴表4-15. 带传动设计与校核计算项目及说明结果1. 确定V带型号查表4-6，每天工作8小时的带式输送机确定计算功率 Pc=KAP1据Pc和n0值查图4-6选用A带。2. 确定带轮的基准直径D1、D2 （1）由表4-7，初选小带轮的基准直径D1 （2）大带轮基准直径D2 D2=i0D1112=246.4mm 按表4-7圆整 3. 验算带速v 因为8.56m/s在

7、5m/s25m/s之间，故带速合适。 新的传动比i0= 轴的转速修正为 4. 确定V带长度Ld和中心距a（1）初定中心距a0范围为 0.7（D1+D2） 2（D1+D2） （2）初算带的基准长度 =1977mm由表4-3圆整（3）计算实际中心距 中心局变动范围： 5. 验算小带轮上的包角6. 确定V带的根数z（1）单根V带实验条件下许用功率P0 由和r/min查表4-4 （2）传动功率增量P0 据n=1460r/min，i=2.23和A型带，查表4-5 （3）查表4-8确定 （4）查表4-3确定 （5）计算V带根数z 7. 确定带轮宽度B=(z-1)e+2f 查表12-1得 A型带e=15mm

8、 f=9mm8. 确定张紧力 单根普通V带合适的张紧力为： 查表4-2得A型带的单位长质量q 9. 计算压轴力Q压轴力的最小值为： 10. 带轮设计 （1）小带轮设计 由Y160M电动机可知其轴直径为d=42mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=42mm。由表12-3可知小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计 大带轮轴孔取d2=32mm，由表12-3可知其结 构为四孔板轮。KAPcA型带D1=112mmD2=250mm符合要求i0a0=700mmLd=2000mma=712mm= P0P0圆整取z=6B=93mmF0Q=2032Nd=42mm实心轮d2=32mm四孔板轮6. 齿轮设计

9、与校核计算项目及说明结果1. 高速级齿轮传动设计 （1）选择齿轮材料，确定许用应力由表6-2选 小齿轮 45钢 调质 大齿轮 45钢 正火许用接触应力 接触疲劳强度极限 查图6-4接触强度寿命系数ZN 应力循环次数N N1=60n1jLh=606541(103008)N2=N1/i1 查图6-5得 ZN1,ZN2接触强度的最小安全系数 则 许用弯曲应力弯曲疲劳极限 弯曲强度寿命系数，查图6-8弯曲强度尺寸系数，查图6-9弯曲强度最小安全系数 则 （2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6-7、表6-8选取小齿轮分度圆直径齿宽系数 查表6-9，按齿轮相对于轴承为

10、非对称布置小齿轮齿数 在推荐值2040中选取 大齿轮齿数 圆整取 齿数比 传动比误差 轴的转速修正为小齿轮转矩 由前面计算得载荷系数 使用系数 查课本表6.3 载荷系数 材料弹性系数 查表6-4节点区域系数 查图6-3重合度系数 故 法面模数 按表6-6圆整 分度圆直径 圆周速度 中心距 齿宽b 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 查表6-5 小齿轮 大齿轮 应力修正系数 查课本表6-5 小齿轮 大齿轮重合度 重合度系数 故 （4）齿轮其他主要尺寸计算 大齿轮分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 2. 低速级齿轮传动设计 （1）选择齿轮材料，确定许用应力由表6-2选

11、 小齿轮 45钢 调质 大齿轮 45钢 正火许用接触应力 接触疲劳强度极限 查图6-4接触强度寿命系数ZN 应力循环次数N N1=60n2jLh=601611(103008)N2=N1/i2 查图6-5得 ZN1,ZN2接触强度的最小安全系数 则 许用弯曲应力弯曲疲劳极限 弯曲强度寿命系数，查图6-8弯曲强度尺寸系数，查图6-9弯曲强度最小安全系数 则 （2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6-7、表6-8选取小齿轮分度圆直径齿宽系数 查表6-9，按齿轮相对于轴承为非对称布置小齿轮齿数 在推荐值2040中选取 大齿轮齿数 圆整取 齿数比 传动比误差 小齿轮转

12、矩 由前面计算得载荷系数 使用系数 查课本表6.3 载荷系数 材料弹性系数 查表6-4节点区域系数 查图6-3重合度系数 故 法面模数 按表6-6圆整 分度圆直径 圆周速度 中心距 齿宽b 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 查表6-5 小齿轮 大齿轮 应力修正系数 查课本表6-5 小齿轮 大齿轮重合度 重合度系数 故 （4）齿轮其他主要尺寸计算 大齿轮分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 HBS1=240HBSHBS2=200HBSN1×108N2×108ZN1ZN2公差组8级合适齿根弯曲强度满足HBS1=240HBSHBS2=200HBSN1

13、×108N2×107ZN1ZN2公差组8级合适齿根弯曲强度满足7. 轴类零件、轴承及键的设计与校核7.1 I轴的设计计算计算项目及说明结果1. 计算作用在齿轮上的力 转矩由前面计算得 输入轴上齿轮分度圆直径 圆周力 直齿轮螺旋角为0 故： 径向力 轴向力 2. 初步估算轴的直径 选取轴的材料为45钢，调质处理 计算轴的最小直径并加大5%以考虑两个键槽的影响。查表8-6 取A=110 则 又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=32mm3. 轴的结构设计（1）确定轴上零件的装配方案通过分析比较，拟定装配示意图7-1 图7-1右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，齿轮和左轴承从

14、轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮左侧端面靠套筒定位，左轴承靠套筒和端盖定位，齿轮和轴、轴和带轮均采用普通平键联接。采用深沟球轴承。（2） 确定各轴段的直径和长度1 I-II段是与带轮连接，带轮宽度B=93mm，d1=32mm，l1=90mm。2 II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的厚度e=15mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段左端的距离为30mm。轴承端盖伸入箱体的长度取15mm，故取l2=55mm，因其右端面需制出一轴肩故取d2=38mm。3 III-IV段为便于装拆轴承内圈，d3>d2，且符合标准轴承

15、内径。查表13-3，暂选深沟球轴承型号为6309，其尺寸为dDB=45mm100mm25mm，轴承的润滑方式选择d3n1=45664=29880<180000，选择脂润滑。左端采取轴肩定位，取l3=28mm，d3=45mm。4 由于齿轮直径过小，可将原图中的V-VI段取消，直接在IV-V段做成齿轮轴，为了便于定位轴承，以及满足轴承拆卸要求，取d4=54mm。该段的长度由I的总长度l减去各段轴长，总长度l由中间轴各齿轮宽度，齿轮间的间隙和齿轮与箱体间的间隙组成，以及各轴承及套筒宽度等组成，经计算取l=396mm，l4=l-l1-l2-l3-l5=195mm。5 因改为齿轮轴，故VII-VI

16、II段无需轴套定位齿轮，故该段长度与l3相等。（3） 确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置，查6309轴承，其支点尺寸a=12.5mm，考虑减速器整体结构，选取轴承的支撑点到齿轮载荷作用点的距离，L1=AC=55mm，L2=AB=165mm。4. 绘制轴的弯矩图和扭矩图 带轮的压轴力为Q=2032N（1）求轴承支反力H水平面RH1=2511N，RH2=837NV垂直面Rv1=1957.2N，Rv2（2） 求齿宽中点弯矩及右端轴承支撑点弯矩 齿宽中点弯矩H水平面 MH1=138105V垂直面 MV1=107646 右端轴承支撑点弯矩 H水平面 MH2=0 V垂直面 MV2=229616 合

17、成弯矩 齿宽中点处 M1=175102 右端轴承支撑点处 M2=229616 扭矩T=133900弯矩图、扭矩图见图7-25. 按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，折合系数则齿宽中点处当量弯矩右端轴承支撑点处当量弯矩当量弯矩图见图7-2轴的材料为45号钢，调质处理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的许用弯曲应力则轴的计算应力为齿宽中点处 右端轴承支撑点处 6. 键的设计与校核（1）键的设计轴与带轮采用平键联接，键的材料选用45号刚，调质处理。选用A型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸bh=108,键槽深5mm，毂槽深3.3mm。取键长L=80mm，其工作长度为l=L-b。（2） 键的强度校核查

18、表3-2得 许用挤压应力 挤压强度条件 7. 轴承寿命校核 预期寿命： 轴承寿命可由公式进行校核，其中，由于轴承主要承受径向载荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得.1。查设计手册，深沟球轴承6309，得 水平支反力 RH1=2511N，RH2=837N 垂直支反力 Rv1=1957.2N，Rv2合成支反力 当量动载荷 轴承寿命为 图7-2 I轴的受力分析d=32mmd1=32mml1=90mml2=55mmd2=38mml3=28mmD3=45mml4=195mmD4=54mml5=28mmD5=45mmL1=55mmL2=165mmRH1=2511NRH2=837NRv

19、1Rv2 满足强度条件b=10mmh=8mml=70mm满足强度条件寿命满足要求7.2 II轴的设计计算计算项目及说明结果1. 计算作用在齿轮上的力 转矩由前面计算得 轴上大齿轮分度圆直径 轴上小齿轮分度圆直径 大齿轮圆周力 小齿轮圆周力 直齿轮螺旋角为0 故： 大齿轮径向力 小齿轮径向力 轴向力 2. 初步估算轴的直径 选取轴的材料为45钢，调质处理 计算轴的最小直径并加大5%以考虑两个键槽的影响。查表8-6 取A=110 则 3. 轴的结构设计（1）确定轴上零件的装配方案通过分析比较，拟定装配示意图7-3 图7-3左右轴承装入时，均由套筒定位，两齿轮内侧端面均由轴肩定位，齿轮和轴普通平键联

20、接。采用深沟球轴承。（2）确定各轴段的直径和长度1 II -III段为高速级大齿轮，由前面计算得其宽度为57mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=54mm，d=68mm。2 III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =12mm，d=78mm。3 IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为100mm，为了使套筒端面与小齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=95mm，d=68mm4 I-II段为安装轴承用，暂选取深沟球轴承6211，其尺寸为dDB=55mm100mm21mm，轴承的润滑方式选择d1n2=55162=891

21、0<180000，选择脂润滑。为保证高速级大小齿轮完全啮合，该段长度取l=43mm。5 V-VI段为安装轴承用，由I轴两轴承之间的距离确定II的总长度为l=247mm,该段长度取lV-VI=43mm。（4） 确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置，查6211轴承，其支点尺寸a=10.5mm，因此，轴的支撑点到大齿轮载荷作用点的距离L1=AB=55mm，L2=BD=165mm。轴的支撑点到小齿轮载荷作用点的距离L3=AC=145.5mm，L4=CD=74.5mm。4. 绘制轴的弯矩图和扭矩图（1）求轴承支反力H水平面RH1=671N，RH2=5221NV垂直面Rv1=243.9N，Rv

22、2（2）求齿宽中点弯矩 H水平面 MH1=36570 MH2=386354V垂直面 MV1=13293 MV2=140607合成弯矩 M1=38911 M2=411144扭矩T=527000弯矩图、扭矩图见图7-45. 按弯矩合成强度校核轴的强度 当量弯矩，折合系数 则齿宽中点处当量弯矩 当量弯矩图见图7-4轴的材料为45号钢，调质处理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的许用弯曲应力则轴的计算应力为6. 键的设计与校核（1）键的设计轴与齿轮采用平键联接，键的材料选用45号刚，调质处理。选用A型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸bh=2012,键槽深7.5mm，毂槽深4.9mm。取大齿轮键长L1

23、=48mm，其工作长度为l1=L1-b。取小齿轮键长L2=80mm，其工作长度l2=L2-b（2）键的强度校核查表3-2得 许用挤压应力 挤压强度条件 7. 轴承寿命校核 预期寿命： 轴承寿命可由公式进行校核，其中，由于轴承主要承受径向载荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得。查设计手册，深沟球轴承6211，得 水平支反力 RH=5221N 垂直支反力 Rv合成支反力 当量动载荷 轴承寿命为 故寿命满足要求。图7-4 II轴的受力分析l2=54mmD2=68mml3=12mmD3=78mml4=95mmD4=68mml1=43mmD1=55mml5=43mmD5=55mmR

24、H1=671NRH2=5221NRv1Rv2满足强度条件b=20mmh=12mml1=28mml2=60mm满足强度条件寿命满足要求7.3 III轴的设计计算计算项目及说明结果1. 计算作用在齿轮上的力 转矩由前面计算得 输出轴上齿轮分度圆直径 圆周力 直齿轮螺旋角为0 故： 径向力 轴向力 2. 初步估算轴的直径 选取轴的材料为45钢，调质处理 计算轴的最小直径并加大5%以考虑两个键槽的影响。查表8-6 取A=110 则 3. 轴的结构设计（1）确定轴上零件的装配方案通过分析比较，拟定装配示意图7-5图7-5右轴承从轴的右端装入，靠套筒定位，左轴承从左端装入，靠轴肩定位。齿轮从右端装入，右侧

25、端面靠套筒定位，左侧端面靠轴肩定位。齿轮和轴、轴和联轴器均采用普通平键联接。采用深沟球轴承。（3） 确定各轴段的直径和长度 I-II段用来安装联轴器，根据T3和n3及表14-5选择联轴器YL12，J型。轮毂长L=107mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l1=104mm。为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩,取I-II段的直径d1=70mm。 II-III段用于安装轴承端盖，为了拆装及润滑方便，取l2=70mm，d2=78mm。 III-IV段为便于装拆轴承，d3>d2，且符合标准轴承内径。查表13-3，暂选深沟球轴承型号为6

26、217，其尺寸为dDB=85mm150mm28mm，轴承的润滑方式选择d3n3=8552.3=4445.5<180000，选择脂润滑。左端采取轴肩定位，取l3=31mm，d3=85mm。 VI-VII段为安装齿轮用，齿轮宽度为B=93mm，该段轴长应略短于轮毂宽度，故取l6=90mm，d6=95mm。 V-VI段为定位齿轮的轴肩，取l5=15mm，d5=105mm。 VII-VIII为安装轴承用，为保证与中间轴小齿轮准确啮合，则CD=74.5mm,且轴应超出轴承2-3mm，故取l7=48mm，d7=85mm。 为保证两轴承准确装入箱体轴承孔，取IV-V段长度为l4=53mm，d4=95m

27、m。（4）确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置，查6217轴承，其支点尺寸a=14mm，轴承的支撑点到齿轮载荷作用点的距离，L1=BC=145.5mm，L2=CD=74.5mm。4. 绘制轴的弯矩图和扭矩图（1）求轴承支反力H水平面RH1=2949.2N，RH2V垂直面Rv1=1073.4N，Rv2（3） 求齿宽中点弯矩及右端轴承支撑点弯矩 齿宽中点弯矩H水平面 MH=429098V垂直面 MV=156180 合成弯矩 齿宽中点处 M=456637 扭矩T=1567600弯矩图、扭矩图见图7-65. 按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，折合系数则齿宽中点处当量弯矩当量弯矩图见图7-2轴的

28、材料为45号钢，调质处理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的许用弯曲应力则轴的计算应力为齿宽中点处 6. 键的设计与校核（1）键的设计轴与齿轮、联轴器均采用平键联接，键的材料选用45号刚，调质处理。联轴器处选用C型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸b1h1=2012,键长L1=100mm，其工作长度为l1=L1-b1/2，键槽深7.5mm，毂槽深4.9mm。齿轮处选用A型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸b2h2=2514,键长L2=80mm，其工作长度为l2=L2-b2，键槽深9mm，毂槽深5.4mm。（2）键的强度校核查表3-2得 许用挤压应力 挤压强度条件 7. 轴承寿命校核 预期寿命：

29、轴承寿命可由公式进行校核，其中，由于轴承主要承受径向载荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得.1。查设计手册，深沟球轴承6217，得 水平支反力 RH1=2949.2N，RH2 垂直支反力 Rv1=1073.4N，Rv2合成支反力 当量动载荷 轴承寿命为 图7-6 III轴的受力分析l1=104mmd1=70mml2=70mmd2=78mml3=31mmD3=85mml6=90mmd6=95mml5=15mmd5=105mml7=48mmD7=85mml4=70mmD4=95mmRH1RH2Rv1Rv2 满足强度条件b1=20mmh1=12mml1=90mmb2=25mmh

30、2=14mml2=55mm满足强度条件寿命满足要求减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为10mm，圆角半径为R=3mm。机体外型简单，拔模方便。8.2 减速器箱体附件设计1. 观察孔及观察孔盖 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用

31、螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表15-8选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。2. 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。3. 通气器通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器。查表15-6选 型通气螺塞。4. 放油孔及放油螺塞 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住，并加油封垫片加以密封。查表15-12选型外六角螺塞及皮封油圈厚度H=2mm,外径D0=25mm。5. 起吊装置 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。6. 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。7. 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。8. 地脚螺栓为了防止减速器倾倒和振动，减速器底座下部凸缘应设有地脚螺钉与地基联接。螺钉数目为6个。8.3 箱体的主要尺