毕业设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书
一、 设计任务书
设计一个用于胶带输送机卷筒（如右图）的传动装置。
原始条件和数据：
胶带输送机两班制连续单项运转，载荷平稳，空载起动，室内有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为±5%，工作机效率为0.94.
选择I03组数据：
输送带工作拉力：F=2000(N)
输送带速度: v=0.9(m/s)
卷筒直径： D=300(mm)

二．前言
1.题目分析
根据题目，此胶带输送机每日工作16小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。
2.传动方案的拟定
根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。
因为有较大的传动比，采用两级闭式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采用二级展开式圆柱齿轮传动。
3.传动装置运动简图如下图:

标 题
内 容
结 论
一、选择电动机
1、选择电动机的类型

(1)确定电动机的功率

(2)确定工作装置所需要的功率

(3)确定电动机的输出功率

(4)确定电动机的额定功率

2、确定电动机的转速
(1)确定卷筒轴的转速
(2)确定电动机的满载转速

3、总传动比计算和传动比分配

(1)总传动比的计算

(2)传动比的分配

3、传动装置运动参数的设计
(1)各轴转速的计算

(2)各轴输入功率计算

(3)各轴输入转矩的计算

4、将以上数据列表

二、 齿轮的设计
1、 高速齿轮的设计
(1) 齿轮的选用

(2) 按齿面接触强度设计

1) 确定公式内的各项计算数值

2） 计算

(3) 按齿根弯曲强度设计
1) 确定公式内的各计算数值

3) 设计计算

4) 几何尺寸计算

5) 齿轮传动的几何尺寸

6）结构设计及绘制齿轮零件图

2、 低速齿轮的选用
(1) 齿轮的选用

(2) 按齿面接触强度设计
1) 确定公式内的各计算数值

2) 计算

(3) 按齿根弯曲强度计算
1) 确定公式各计算数据

2) 计算

(4) 几何尺寸计算

(5) 齿轮传动的几何尺寸

6）结构设计及绘制齿轮零件图

三、 轴的设计
1、 高速轴的设计
(1) 轴材料的选择

(2)初步确定轴的最小直径

（3）轴的结构设计计算

（4）各轴段直径的确定

2、中速轴及低速轴的设计

（1）各段直径的确定

（2）联轴器的选择

3、轴的校核

（1）计算弯矩，作弯矩图

（2）强度校核

（3）画出弯矩图及扭矩图

四、键的选择与校核

五、箱体的设计

六、减速器的润滑与密封
1、减速器的润滑

2、减速器的密封

七、减速器附件及其说明

1、轴承端盖的设计说明

2、游标的设计说明

3、排油孔螺栓及封油垫的结构设计说明

4检查孔盖板的设计

八、设计小结
1、设计的优缺点及改进意见

2、设计感想

九、参考文献

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

胶带输送机所需功率Pw按式Fw·Vw/1000·ηw计算。
式中Fw=2000N Vw=0.9m/s ηw=0.94.代入上式
得:
=1.91 KW
查表2—4得：
滑块联轴器效率： =0.99
滚动轴承效率: =0.995
8级精度齿轮传动(稀油润滑)效率： =0.97
故传动装置传动总效率为：

电动机的输出功率：

载荷平稳.电动机额定功率只需略大于即可.按表8-184中Y系列电动机技术数据.选电动机的额定功率为3.0KW

查《课程设计》表得
单级圆柱齿轮的传动比范围为=
则二级圆柱齿轮总传动比为范围为：
电动机的转速可选范围

符合这一范围的同步转速有750r/min及1000r/min两种，根据实际情况，选常用的同步转速为1000r/min的Y系列的电动Y132S-6，其满载转速为960r/min.。轴的直径必须和电动机的安装尺寸相配套，查表8-187，得轴的伸出端直径为30mm
=960/57.3=16.75

由于是二级展开式圆柱齿轮减速器，所以两级齿轮的传动比比较近似，根据经验公式，优化齿轮传动比取高速级齿轮的传动比：取低速级齿轮的传动比: =16.75/4.79=3.50

高速轴：
中速轴：
低速轴：
工作轴：

高速轴：
中间轴：
低速轴：
工作轴：

高速轴：
中间轴：
低速轴：
工作轴：
电动机输出转矩 ：

轴
参名 数
电动机轴
高速轴
中间轴
低速轴
工作轴
转速n（r/min）
960
960
200.4
57.30
57.30
功率P(kw)
2.27
2.24
2.07
1.92
1.90
转矩T（N·m）
22.58
22.28
98.6
320
316.67
传动比i
1
4.79
3.50
1
效率
0.975
0.965
0.965
0.985

1）齿圆柱齿轮传动
2）选用8级精度
3）材料选择：大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS
小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS
4） 初定小齿轮的齿数：
则大齿轮齿数：

1、 由表5-6查得：载荷平稳，因此选载荷系数Kt=1.3
2、 计算小齿轮传递的转矩：

3、 由表5-9，选取齿宽系数
4、 由表5-7查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5、 按图5-28查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限
6、 计算应力循环次数：

7、 取接触疲劳寿命系数：
,
8、 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1

1、 计算小齿轮分度圆直径，带入中较小值
， 取48MM
2、 计算圆周速度v

3、 计算齿宽b

4、 计算齿宽与齿高之比b/h
模数：
齿高：

5、 计算载荷系数
根据，8级精度，由《机械设计》查得动载系数。直齿轮：
查得使用系数，8级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，
由，，最后查得
故载荷系数
6、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

7、 计算模数

1、 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2、 取弯曲疲劳寿命系数,
3、 计算弯曲疲劳强度的许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则

4、 计算载荷系数K

5、 查取齿形系数：，
6、 查取应力校正系数：,
7、 计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大

对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.3115为标准值并就近圆整标准值按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数：

这样的设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
1、 计算分度圆直径

2、 计算中心距

3、 计算齿轮宽度
，
取，

名称
计算公式
结果
分度圆直径

模数
中心距
齿形角
齿顶高

齿跟高

齿全高
齿顶圆直径

齿根圆直径

齿宽
d1=Z1×m
d2=Z2×m
m
a=m×(Z1+Z2)/2
α
ha1=m
ha2=m
hf1=1.25m
hf2=1.25m
h=ha+hf
da1=d1+2ha1
da2=d2+2ha2
df1=d1-2hf1
df2=d2-2hf2
b1
b2
52mm
200mm
2mm
126mm
20°
2mm
2mm
2.5mm
2.5mm
4.5mm
56mm
204mm
47mm
195mm
52mm
47mm

1、齿轮1的结构设计
由于齿轮1的直径太小，故应该将齿轮1做成齿轮轴的形式。
选用标准结构参数从而压力角，齿顶高系数，顶隙系数。
1、 齿轮2的结构设计
由于齿轮2的直径在200～500范围内，故应该将齿轮2与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数。结构参数计算如下(是齿根圆直径，其它参数符号说明如右图2所示)：

齿圆柱齿轮传动选用8 级
材料选择：大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS
小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS
初定小齿轮的齿数：
则大齿轮齿数：

1、试选载荷系数Kt=1.3
2、计算小齿轮传递的转矩：

3、查表，选取齿宽系数
4、由表查得材料的弹性影响系数
5、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极度；大齿轮的接触疲劳强度极限
6、计算应力循环次数：

7、取接触疲劳寿命系数：,
8、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1

1、计算小齿轮分度圆直径，带入中较小值

2、计算圆周速度v

3、计算齿宽b

4、计算齿宽与齿高之比b/h
模数：
齿高：

5、计算载荷系数
根据，8级精度，由《机械设计》查得动载系数， 直齿轮：
由表查得使用系数，8级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，
由，，得
故载荷系数
6、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

7、计算模数

1、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2、取弯曲疲劳寿命系数,
3、计算弯曲疲劳强度的许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则

4、计算载荷系数K

5、查取齿形系数
得：，
6、查取应力校正系数
得：,
7、计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大

对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.8984为标准值并就近圆整标准值按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数：

这样的设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

1、计算分度圆直径

2、中心距的计算

3、 计算齿轮宽度

，

名称
计算公式
结果
分度圆直径

模数
中心距
齿形角
齿顶高

齿跟高

齿全高
齿顶圆直径

齿根圆直径

齿宽
d3=Z3×m
d4=Z4×m
m
a=m×(Z3+Z4)/2
α
ha3=m
ha4=m
hf3=1.25m
hf4=1.25m
h=ha+hf
da3=d3+2ha3
da4=d4+2ha4
df3=d3-2hf3
df4=d4-2hf4
b3
b4
96mm
336mm
3mm
216mm
20°
3mm
3mm
3.75mm
3.75mm
6.75mm
102mm
342mm
88.5mm
328.5mm
96mm
90mm

1、齿轮3的结构设计
由于齿轮3的直径较小，根据书关于圆柱齿轮的论述，应该将齿轮3做成实心式的。
选用标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。
2、 齿轮4的结构设计
由于齿轮4的直径在200～500范围内，故应该将齿轮4与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数。结构参数计算如下(参数符号说明如图所示)：
因为3轴上滚动轴承的内径为(参见轴的结构设计部分)，故取

减速器的功率不大，无特殊要求，故选用最常用的45钢并正火处理
,由表12-2得=103～126 =30
取
则：
输出轴的最小直径显然是安装联轴器轴的直径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,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故时

由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好，故选用弹性柱销联轴器.

1. 查《课程设计》表8-179，选用HX2型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩，满足；其许用转速，满足；结构参数：其轴孔直径最小为30mm，选结构最简单的Y型轴孔和A型键槽，电动机输出端孔径及孔长为；减速器输入端的孔径及孔长为，半联轴器的孔径，故，半联轴器长度，半联轴器的配合毂孔长度。
2.
1.为了满足半联轴器的轴向定位要求，1轴需制出一轴肩，定位轴肩的高度h=(0.07-0.1)d,故取d2=36mm,
初步选择滚动轴承：根据上面计算出的最小轴径及高速轴与连轴器相联轴径知，选用内径为30mm的轴承比较恰当，先选用6208的深沟球轴承，其内径d=40mm，外径D=80mm,宽度B=18mm，d3=40mm,而L3=18mm,右端滚动轴承采用轴肩进行轴定位，所以d3=d7=40mm。
安装尺寸 ，
2．由于轴承旁联结螺栓直径一般取M12。所以C1=18mm,C2=16mm。所以与轴的配合长度L2=50mm.
3、4段长度、宽度与中速轴上的齿轮、箱体内壁到齿轮的距离、及圆台长度，且需要一个轴肩用于定位，所以 d4=43mm，。
4、5段由于齿轮是做在轴上的，高速轴齿轮齿顶圆直径为56mm，齿宽b1=51mm，所以，。
5．为满足轴向定位，4轴需制出一轴肩，定位轴肩的高度h=(0.07-0.1)d，所以, L6=16mm。
6． 7段安装轴承，所以长度和宽度与第3段一样，
即 , 。

中速轴和低速轴各段直径的设计方法同高速轴的设计一样，具体过程略
中速轴： ，
，
，
，
，
，
低速轴： ，
，
，
，
，
，
,

低速轴、中间轴与工作轴的联接选择联轴器：
计算转矩

按低速轴轴径选择。查书表，选用HX2型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩，满足；其许用转速，满足；结构参数：联轴器输出端轴径选择42mm；结构参数：因无特殊要求，两半联轴器均选结构最简单的Y型轴孔和A型键槽，减速器输出端孔径及孔长为；
由于高速轴、中速轴转速较高，载荷较小在径向载荷，用深沟球轴承，由于低速轴的转速较低，径向载荷较大选用深沟球轴承

中速轴：查参书根据中速轴的最小直径(30mm)初步选择深沟球轴承代号为6208，其内径d=40mm，外径D=80mm,宽度B=18mm，安装尺寸
，
低速轴：查书根据轴的最小直径(41mm)及低速轴与外传动连轴器连接轴径值42初步选择深沟球轴承代号为6211，其内径，外径,宽度，安装尺寸
，

1. 高速轴受力,做出弯矩图,并按计算结果分别作出水平上的弯矩和垂直面上的弯矩图然后按下式计算总弯矩并作出M图.如图所示

已知轴的弯矩和扭矩后,可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算.按第三强度理论,计算应力
通常由弯矩所产生的弯曲应力是针对循环应变力.而由扭矩所产生的扭转切应力则通常不是对称循环变应力.为了考虑两者的特性不同.引入折合系数计算公式变为

式中的弯曲应力为循环变应力.当扭矩切应力为静应力时,取.当扭转切应力为脉动循环变应力时,取.若扭转切应力亦为对称循环变应力则取
对于直径为d的圆轴,弯曲切应力为扭转切应力,将和代入式,则轴的弯扭合成强度条件为

因为高速轴轴的直径最细，且转速最大，因此只需校核高速轴即可。

轴的基本结构设计
根据以上轴最小直径的计算，联轴器的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下：
高速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.取右边的键的尺寸为
中速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.齿轮的尺寸, 采用套筒定位.2号齿轮的端的键为,3号齿轮的那一端键槽的尺寸为
低速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.齿轮的尺寸, 采用套筒定位.4号齿轮的端的键为
参考《机械设计课程设计》表4-6

箱体（座）壁厚（δ）

δ=8
0.025a+Δ
=6.9mm
箱盖壁厚（）
=8
=0.85δ
=0.85×8=6.8
箱底，箱盖，箱座底凸缘厚度（b1,b2,b3）
b1=12
b1=1.5δ=12
b2=12
b2=1.5δ=12
b3=20
b3=2.5δ=20
地脚螺栓直径
及数目（df,n）
df=16
df=0.04a+8=14.24
n=4
n=4
轴承旁联接螺栓直径d1
d1=12
d1=0.75df=12
箱盖，箱座联接
螺栓直径 d2
d2=12
d2 =(0.5-0.6)df=12
螺栓的间距：
由实际结构而定
轴承端盖螺钉的直径及数目(d3,n)
d3=10
n(1,2,3)=4
查表得
检查端盖螺钉的
直径d4
d4=8
双级减速器d4=8
df,d1,d2至箱外壁距离c1
C1=16
查表4-6
df,d2至凸缘边缘距离c2
C2=14
轴承座外径D2
D2(1)=120
D2(2)=120
D2(3)=140
由实际结构决定
轴承旁联接螺栓距离S
S1=124.5 S2=138
S3=161
S
轴承旁凸台半径R1
R1 =14
R1=C2
轴承旁凸台高度h
h
根据低速轴轴承座、外径
D2和Md1扳手空间c1的要求由
结构确定
箱外壁至轴承座端面距离
L1
C1+C2+（5~8）
箱座肋厚
m1 =10
m=10
m1≥0.85δ1
m≥0.85δ
大齿轮顶圆与箱内壁间距离
齿轮端面与箱内壁距离
Δ1=12

△2=10
Δ1≥1.2δ

Δ2≥δ

1)、齿轮的润滑
低速级大齿轮的圆周速度为V=0.62m/s<12m/s所以采用浸油润滑，应没过大齿轮齿顶16.5mm满足使中间大齿轮浸没超过一个齿高h=5.7的要求。
2） 、轴承的润滑
采用油脂润滑，为了防止油液进入轴承，在箱体内设置封油环。对于中间的轴承座， 由于结构要求紧凑，油脂不容易添加，采用了刮油润滑。因此，在内箱壁上用螺栓固定一刮油润滑采用刮油板，从齿轮上刮下的油可以通过刮油板下方的导油槽流到中间轴承座上的注油孔，然后流入轴润滑承座。

轴伸出端的密封：
高速轴：密封处轴径的圆周速度

低速轴：密封处轴径的圆周速度

由于圆周速度较小所以都采用毡圈式密封

高速轴端盖：D=47mm(轴承外径)
D0=67mm
D2=87mm
D4=37mm
中间轴端盖: D=52mm(轴承外径)
D0=72mm
D2=92mm
D4=37mm
低速轴端盖：D=90mm(轴承外径)
D0=115mm
D2=140mm
D4=75mm

由油标上面的油痕来判断油面的高度是否适合。

油标的尺寸：
使用M12的螺纹
d1=4mm,d2=12mm,d3=6mm,h=28mm,a=10mm,b=6mm,c=4mm,D=20mm,D1=16mm

d=M16*1.5 D0=26 L=23 l=12 a=4 D=19.6 S=17 D1=0.95 S=16.15 d1=17 H=2

因为减速器的轴向尺寸较大,为了加大窥视孔,以方便检修,把窥视孔做成长方形。如下图

根据减速箱体的尺寸：
设计 B2=154mm, B1=174mm, B=134mm
A1=140mm, A2=120mm

本减速器采用二级展开式圆柱齿轮
优点：箱体的长度可以较小，占用的空间较少，两个大齿轮的浸油深度可以大致相同。
缺点：设计的轴比较细长，刚度较差；高速级齿轮采用了直齿圆柱齿轮，高速性能较差；高速轴和电动机轴以及低速轴与外部传动轴用联轴器联接时不配套；轴承已达到飞溅润滑条件（只要有一个浸油齿轮的圆周速度≥1.5～2m/s）,但设计时未制出输油沟，仍采用脂润滑，润滑效果相对较差。
改进意见：轴现在基础上加粗，或用高一级材质的钢材 来加工，以达到刚度和强度要求，以及和联轴器的配套；高速级齿轮采用斜齿圆柱齿轮，使耐振性和传动性能加强；轴承采用飞溅润滑，制出输油沟。

通过这次二级减速器的设计，让我明白了机械类产品的整个生产过程，从设计到绘制，到校核，每一个步骤都是一项精细而严谨的工作，不是随随便便就能得出结果的。
随着信息时代的来临，用计算机绘图成为一种趋势，也是我们机械类专业所必须掌握的一项技术。初次接触到CAD这样绘图软件的时候觉得很茫然，自己什么都不回，到底要如何去完成工作量如此之大的任务呢，可是，渐渐的，在老师的指导下，自己一点点慢慢摸索后，才渐渐掌握一些操作要领，久而久之，随着时间慢慢的投入，看着装配图的慢慢诞生，心里的激动无与伦比，为了完成这个课程设计，我投入了比别人多很多的时间与精力，只为做的更好
在整个设计过程中，值得庆幸的是，除了当时在草图上选第一根轴的时候出现过比较大的问题之外，并没有出现太多的错题，至少老师的评价是没有太多的细节错误。
整个过程下来，让我学会了很多，最大的收获就是学会了如何娴熟的去操作CAD，让我真正的体会了机械这个行业要接触到的软件，CAD是机械这个专业最基本的工程软件，每一个学机械的人都必须要学会的。但同时也让我意识到了如果只会一门简单而又基础的又以二维为主的软件是不够的，我希望在以后能有更多的机会使用画图软件，也希望设计中能够更多地加入自己的想法，是自己成为一个具有专业基础扎实的机械类学生。

[1]. 陈秀宁主编，《机械设计基础》浙江大学出版社·第三版
[2]．陈秀宁主编，《机械设计课程设计》浙江大学出版社·第三版
[3].唐增宝、何永然、刘安俊主编，《机械设计课程设计》华中理工大学出版社·第二版

=0.84

=1.91

=2.27

=3.0Kw

m
N
T
w
×
=

.
316.67

Kt=1.3

Kt=1.3

错误！未找到引用源。

L6=16mm
,

第 26 页 共 26 页