二级圆柱齿轮减速器设计

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1、课程设计说明书 题 目： 二级圆柱齿轮减速器设计 专 业： 班 级: 学 号: 设 计 人： 指导老师： 完成日期： 机械零件课程设计 一、设计任务书目 录一、设计任务书- 1 -二、传动方案的拟定- 2 -三、电动机的选择- 3 -四、主要参数的计算- 4 -五、 V带传动的设计计算- 6 -六、齿轮的设计计算- 8 -七、轴的设计计算- 18 -八、轴的校核- 21 -九、轴承的校核- 26 -十、键与联轴器的选择与校核- 28 -十一、箱体及其附件设计- 30 -十二、心得体会- 32 -十三、参考文献- 33 - 33 -一、设计任务书题目：已知带式输送机在常温下连续工作在常温下连续工

2、作、单项运转，工作载荷较平稳；输送带v的允许误差为%；三班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380v/220v,试设计该带式输送机的传动部分。原始数据及结构： F=2600N，v= 1.5m/s,D=400mm设计任务：减速器装配图一张； 零件工作图23张； 零件说明书1份。机械零件课程设计 二、传动方案的拟定二、传动方案的拟定运动简图: 1电动机 2V带 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6输送带机械零件课程设计 三、电动机的选择三、电动机的选择一、电动机输入功率 二、电动机输出功率其中减速器总效率为查表可得Y132S-4符合要求,故

3、选用它。 Y132S-4(同步转速，4极)的相关参数表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量机械零件课程设计 四、主要参数的计算四、主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比查表可得V带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35，展开式二级圆柱齿轮减速器。初分传动比为，。二、计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表2项目电机轴-高速轴-中间轴-低速轴转速1440-600-175.2336-71.6197功率5.5-5.06-4.8591-4.66621 转矩35.01

4、7-80.538-264.815-622.207传动比-2.5-3.424-2.446-效率-0.92 -0.96-0.96-机械零件课程设计 五、V带传动的设计计算五、 V带传动的设计计算一、确定计算功率查表可得工作情况系数故二、选择V带的带型根据，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径2、验算带速按计算式验算带的速度因为，故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径按式(8-15a)计算大带轮的基准直径根据教材表8-8，圆整得 。4、确定V带的中心距和基准直径（1）按计算式初定中心距 （2）按计算式计算所需的基准长

5、度=1364mm查表可选带的基准长度（3）按计算式计算实际中心距中心距的变化范围为。5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率由查表8-4a可得根据和A型带，查表8-4b可得、查表8-5可得、查表8-2得。故（2）计算V带的根数Z 故取V带根数为6根7、计算单根V带的初拉力的最小值查表可得A型带的单位长度质量应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为机械零件课程设计 六、齿轮的设计计算六、齿轮的设计计算一、高速级齿轮传动设计 1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（G

6、B10095-98）。(3)、材料选择。由教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）、选用小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数=68.48，取Z2=69。齿数比为：2、按齿面接触强度设计 由教材式（10-9a）进行计算，即：、确定公式内的各计算数值 试选载荷系数。 计算小齿轮传递的转矩。 = 由教材表107 选取齿宽系数 由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 Mpa1/2。 由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=55

7、0MPa由教材式10-13计算应力循环次数。 =60 由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：(2)、计算计算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值。 =60.597 计算圆周速度. =1.902 计算齿宽b。 b= =160.597 =60.597 计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 计算载荷系数K根据v=1.902 m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.025；直齿轮，=1；由教材表10-2查得使用系数=1；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.4。由=8.8888

8、，=1.4，查教材图10-13得=1.34；故动载荷系数为：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得： 计算模数。 3、按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的各计算数值由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得： =303.57 =238.86 计算载荷系数。 查取齿形系数。 由教材表10-5查得 ； 查取应力校正系数。 由教材表10

9、-5查得 ； 计算大小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。(2) 设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=2.5mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=62.626 mm，算出小齿轮齿数 ， 取=26大齿轮齿数 Z2=263.45=89.7， 取Z2=904.几何尺寸计算。 （1）计算分度圆直径： （2）计算中心距： (3)计算齿轮宽度： 取， 5.结构设计 小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用实心结构。高速级齿轮传动的尺寸如表3所示。表3 高速级齿轮传动的尺寸名 称计 算 公 式结果模 数2.5压 力 角

10、齿 数2690传 动 比3.46分度圆直径65225齿顶圆直径70230齿根圆直径58.75218.75中 心 距a145齿 宽7065二、低速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 (1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。(3)、材料选择。由教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）、选用小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数=48.56，取Z2=49。齿数比为：2、按齿面接触强度设计 由教材式（

11、10-9a）进行计算，即： 、确定公式内的各计算数值 试选载荷系数。 计算小齿轮传递的转矩。 = 由教材表107 选取齿宽系数 由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 Mpa1/2。 由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa由教材式10-13计算应力循环次数。 =60 由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：(2)、计算计算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值。 =92.784计算圆周速度. =0.85计算齿宽b。 b= =19

12、2.784=92.784 计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 计算载荷系数K根据v=0.85 m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.140；直齿轮，=1；由教材表10-2查得使用系数=1；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.420。由=8.889，=1.420，查教材图10-13得=1.35；故动载荷系数为：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得：计算模数。3、按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的各计算数值由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的

13、弯曲疲劳极限=380MPa；由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得： MPa=303.57 MPaMPa=238.86 MPa计算载荷系数。 查取齿形系数。 由教材表10-5查得 ； 查取应力校正系数。 由教材表10-5查得 ； 计算大小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。(2) 设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=3.5 mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=99.825mm，算出小齿轮齿数 ， 取=29大齿轮齿数

14、Z2=292.45=71.05， 取Z2=724.几何尺寸计算。 （1）计算分度圆直径： （2）计算中心距： (3)计算齿轮宽度： 取， 5.结构设计 低速级齿轮传动的尺寸如表5所示。表5 低速级齿轮传动的尺寸名 称计 算 公 式结果模 数3.5压 力 角齿 数2972名 称计 算 公 式结果传 动 比2.483分度圆直径101.5252齿顶圆直径108.5259齿根圆直径92.75243.25中 心 距a176.75齿 宽110105机械零件课程设计 七、轴的设计计算七、轴的设计计算一、轴的材料选择和最小直径根据工作条件，初选轴的材料为40Cr，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。

15、初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%7%，两个键槽时，d增大10%15%。A0值由表153确定：高速轴A01=112,中间轴A02=112,低速轴A03=100。高速轴：，因高速轴最小直径处安装有V带轮，设有一个键槽，则：=24.396,取为整数=25。中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。低速轴：，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=43.06,取为联轴器的孔径， =45 。二、轴的结构设计： 1、高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定： ：最小直径，安装V带轮的外伸段，=。 ：密封处轴段，根据V

16、带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=30mm。 ：滚动轴承处轴段，=35 mm ，滚动轴承选择7307C，其尺寸为。 ：过渡轴段，=45 mm. 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40,调质处理。：轴环，=45 mm.过渡段为40mm ：滚动轴承处轴段，=35 mm.。 （2）各轴段长度的确定： ：由V带轮毂孔宽确定，=40 。 ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=50. ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=31. ：由装配关系，箱体结构等确定，=104。 ：由高速级齿轮宽度B1=64确定，=64。 ：

17、取为=2。 ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=31。2、中间轴的结构设计 中间轴的结构如图1所示。（1） 各轴段直径的确定： ：最小直径，滚动轴承处轴段，=，滚动轴承选取7307C, 其尺寸为。长度mm ：轴环，=45 。低速级轴段： 轴环 ： 高速级轴段：3、低速轴的结构设计各轴段的直径和长度：装轴承和挡油环段的直径和长度，由于最小直径是50mm，选轴承7010C，取轴直径为50mm，长度为37mm。装齿轮段的直径选择为55mm，长度应比齿宽小2mm，取为103mm。轴肩轴向定位齿轮，直径选60mm，宽度取5mm。过渡段根据各轴的轴承之间的长度相等，算得长度为57mm，直径取55mm。

18、右端装轴承和挡油环处和左端的相同，直径为50mm，长度为37mm。最右为装联轴器段，选联轴器为LT8,故直径取45mm，长度比半联轴器长度短2mm，取为110mm。机械零件课程设计 八、轴的校核八、轴的校核一、中间轴的校核（1）轴的力学模型的建立 1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确立： 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=207.8mm，低速级小齿轮的力作用点C到支点A距离L1=69.4mm，两齿轮的力作用点之间的距离L2=92mm，高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L3=46.4mm。 2、绘制轴的力学模型图据分析做出轴的受

19、力图，见下图。轴的力学模型及转矩、弯矩图以上各图分别为： 力学模型图 V面弯矩图 H面弯矩图 转矩图当量弯矩图二、计算轴上的作用力： 高速级大齿轮2： =916.04N低速级大齿轮3：N =1899.2N （三）计算支反力： 1.垂直面支反力，见上图。 由绕支点B的力矩和，得： =916.04*46.4-1899.2*（91+46.4）= = 方向向下 同理，由由绕支点A的力矩和,得： = = 方向也向下 由轴上的合力，校核： =0 计算无误 2、水平面支反力，见上图。 由绕支点B的力矩和，得：=2516.8*46.4-5218.02*（92+46.4） = = 方向向外 同理，由由绕支点A的

20、力矩和,得： = 方向也向内 由轴上的合力，校核： =0 计算无误3、A点总支反力：B点总支反力： （四）绘转矩、弯矩图： 1、垂直面内的弯矩图，见上图。 C处弯矩： D处弯矩： 2、水平面内的弯矩图，见上图. C处弯矩： 3、合成弯矩图，见图2f。C处：202320.3676 N.mm =D处：10474.969 N.mm 4、转矩图，见上图。 5、当量弯矩图，见上图。 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数。 C处： 257253.086 D处： 159233.61 （五）弯扭合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴承上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C的）的强度。

21、 根据选定的轴的材料为40#钢，因此，故安全。同理，高速轴和低速轴径校核，合乎要求。机械零件课程设计 九、轴承的校核九、轴承的校核 一、高速轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取7307C，其基本参数查资2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数。按教材表135，,故当量载荷P为，=603.86 N=2074.47N3、验算轴承寿命： 因，故只需验算轴承2。轴承预期寿命与整机寿命相同，为： =5186119200h 故，所选轴承满足寿命要求。二、中间轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选

22、用角接触球轴承，由中间轴的结构设计，根据，选取7307C，其基本参数查资2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数。按教材表135，,故当量载荷P为， =3100.32 N=3101.28N3、验算轴承寿命： 因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为： =15536.214400h 故，所选轴承满足寿命要求。三、低速轴滚动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用深沟球球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取7310，其基本参数查资2、当量动载荷根据工况，载荷平稳，由教材表136查出载荷系数。按教材表135，,故当量载荷P为，=3687.69 N=18

23、65.2N3、验算轴承寿命： 因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为： =35341.4519200h 故，所选轴承满足寿命要求。机械零件课程设计 十、键与联轴器的选择与校核十、键与联轴器的选择与校核一、高速轴上键：由高速轴的结构设计，选定：高速轴伸出段轴端处键槽为：，标记为：键，轴段d=25 mm，键的工作长度L-B=32-8=24mm；键的接触高度K=0.5h=3.5mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=76.703100=键连接强度足够二、中间轴上键：由中间轴的结构设计，选定：中间轴大齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=45 mm，键的工作长度；键

24、的接触高度K=0.5h=4.5mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=41.207100=键连接强度足够三、中间轴上键：选定：中间轴小齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=45 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4.5mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=41.207100=四、低速轴上键：选定：大齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=55 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=5mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=61.15100=键连接强度足够低速级联轴器处键槽为：，标记为：键，轴段d=45mm，

25、键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4.5mm；传递的转矩；按教材表62查出键静连接时的许用应力MPa,=71.456100=键连接强度足够五、低速轴联轴器的选择（输出轴）根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱销联轴器。计算转矩一般取为轴上的最大转矩，大小为622N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准，选用LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710，孔径d=45mm,L=112mm,L1=84mm,许用转速为3000r/min，故适用。标注：LT8联轴器。机械零件课程设计 十一、箱体及其附件设计十一、箱体及其附件设计和箱体等零件工作能力的主要指标是

26、刚度，其次是强度和抗震性能，此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。机座和箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装拆与操作。 窥视孔、视孔盖：为了便于检查传动的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔尺寸应足够大，以便检查操作。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防止润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等制成。通气器，减速器运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高、气体膨胀、压力增大。

27、为使含油受热膨胀气体能自由地排出，以保持箱体内外压力平衡，防止润滑油沿箱体结合面、轴外伸处及其他缝隙渗漏出来，常在视孔盖或箱盖上设置通气器。通气器的结构形式很多，常见的有通气塞、通气罩和通气帽等。通气塞的通气能力较小，用于发热较小、较清洁的场合；通气罩和通气帽通气能力大，带过滤网，可防止停机后灰尘随空气进入箱内。放油孔及螺塞，为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔。放油孔应避免与其他机件相靠近，以便放油。平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封。油标，用于指示减速器内的油面高度，以保证箱体内有适当的油量。起吊装置，为便于拆卸和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。启盖螺钉，为防止润滑油从箱体剖分

28、面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆卸时会接较紧而不易分开。为此，常在箱盖或箱座上设置启盖螺钉，其位置宜与连接螺栓共线，以便钻孔。定位销，用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上、下两半孔始终保持加工时的位置精度。轴承盖，用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用，选择凸缘式轴承端盖结构。1、箱座壁厚：2、箱盖壁厚：3、地脚螺栓数目：4、定位销直径：d=8 mm5、地脚螺栓直径：6、轴承旁连接螺栓直径：d1=16mm7、盖与座连接螺栓直径：d2=10mm8、轴承端盖螺栓直径：d3=8mm9、凸台高度：h=40mm10、箱盖加强筋厚：m1=

29、m2=7mm其余尺寸参考机械设计课程设计可得相关推荐数据。机械零件课程设计 十二、心得体会十二、心得体会通过本次的机械课程设计让我感受到了什么才是真正的课程设计，虽然经历了那么多次的检查与修改让我确实有点疲惫，但是我真的乐在其中感受到的设计给我带泪的乐趣。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要实践性教学环节，其主要目的是培养我们综合运用在机械设计课程以及先修课程所学的理论，方法和工程实际知识的能力，在课程设计过程中使学生得到机械设计，工程计算和绘图能力的综合训练。这次课程设计从整体上来说，通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况，设计的过程基本正确，结果基本合理，可以满足设计的要求。课程

30、设计使我们对所学的知识得到了一次系统，完整的复习，让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识。课程设计的过程中，进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。在设计的过程中，还有一些小的问题还未能处理的很好，我会努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。通过这次设计让我也坚定了我在学习方面的信心，在今后的学习过程中，我一定会努力学习，把自己的专业课基础打扎实，为自己的人生打下坚实的基础。机械零件课程设计 十三、参考文献十三、参考文献【1】 濮良贵，纪名刚。机械设计。第八版。北京：高等教育出版社，2006.【2】 刘建华 任义磊。机械设计课程设计。北京：电子工业出版社，2011.【3】 刘莹。机械设计课程设计。大连：大连理工大学出版社，2008.【4】 陈于萍。互换性与测量技术基础。北京：机械工业出版社，2009.