河北工程大学2级减速器设计设计.doc

课程设计说明书
2011/2012学年 第二学期
《机械设计》
课程设计
题目名称 展开式二级圆柱直齿轮减速器学院（系） 机电学院
专 业 机械设计与制造
班 级 0902班
学 号
姓 名
指导老师
河北工程大学
2011年6月
设计题目:展开式二级圆柱齿轮减速器
设计数据:运送带传递的有效圆周力F=9800N,v=0。55m/s，D=515mm
设计要求:原动机为电动机，齿轮单向传动,有轻微冲击
工作条件：连续单向运转 工作时有轻微震动 空载启动 使用期限为八年 单班工作制(每班8小时)
传动示意图如下：
目录
一、 选择电动机
二、 确定传动装置的总传动比和分配传动比
三、 计算传动装置的运动和动力参数
四、 设计V带和带轮
五、 链传动的设计
六、 齿轮的设计
七、 齿轮轴的设计
八、 滚动轴承的选择及校核计算
九、 键的选择及校核
十、 轴承端盖设计
十一、 密封圈的设置
十二、 减速器机体结构及尺寸
十三、 参考资料
十四、设计心得
一、 选择电动机
⒈工作机所需功率Pw:
带的传动效率: 0。95
每对轴承的传动效率:0。99
圆柱齿轮的传动效率：0.97
联轴器的传动动效率:0。99
滚筒的传动效率： 0.96
链的传动效率 ： 0。96
说明：
电动机之工作机之间的总效率
⒉根据电动机功率及转速查手册第317页表10-8
查出电动机型号为Y123S—4.额定功率为7.5kw，工作输出效率为6。308kw,工作输出效率为84.1基本符合工作要求
二、 确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比 ：
平均传动比:
分配传动比：
则
三、 计算传动装置的运动和动力参数
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴，2轴，3轴.
——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3之间，之间的传动效率。
1. 各轴转速：
2。各轴输入功率：
3各轴输入转矩：
四、设计V带和带轮：
1. 设计V带
(1) 确定设计功率
查课本表8—7得：=1。1则
计算功率
（2）选择带型
根据 ，
由课本图8-4a,选择A型V带。
（3）选取带轮基准直径 与 由表8-8取=90mm
由式8—18得= ＊ =2＊90=180mm
查课本表8—8取=180mm
（4）验算带速
带速在5～30m/s范围内，合适
（5）取V带基准长度Ld和中心距a：
初步选取中心距: 取=300mm
符合0。7(+）〈 <2(+)
由课本式8—26得：
查课本表8—2取=1000mm
由课本式8—27计算实际中心距：
（6）验算小带轮包角 ：由课本式8—3得:
(7）求v带根数z：由式8-28得：
查课本表8-3得， =1。077
查课本表8-4得， =0.17
查课本表8—6得, =0.89
查课本表8-5得, =0.943则
取=8
五、 链传动的设计：
1、 选择链轮齿数，
根据i=2。69估计链速在0。6~3之间
由表（8—15）知，选小链轮的齿数=19
大链轮的齿数= *i链=19*2.69=51.9
所以取=52
2、确定计算功率
由表(8—12）查得=1.0，故
= * =1。0*1.36*7.5=10.2km
3、确定中心距a0及链节数
初选中心距 =30p 由式（8—43）得
取=103mm
4、验正链速
5、确定链长L和中心距a
链长：L=
中心距;
=
=1419 mm
6．作用于轴上的压力
F=
工作平稳，取压轴力系数1。15
=1.15 F=11201N
7、计算链轮轴向宽度,由表9—1及9-4知
=0。95*25。22=24mm =24mm
六、 齿轮的设计:
1、高速级减速齿轮的设计
①选用直齿圆柱齿轮传动
②选用7级精度（GB10095～88）
③选材：由表10—1选小齿轮材料为40Cr（调制)
硬度为280HBS,
大齿轮材料为45刚（调制）硬度为240
HBS，硬度差为40HBS
④选小齿轮齿数为=24，
则大齿轮齿数为=3。824*24=91。8,取
2、按齿面接触强度设计
由强度公式计算：即
① 确定公式内各参数值
选载荷系数=1。3
② 计算小齿轮转矩：
= 93510。417N＊mm
③ 由表10-7选取齿宽系数=1。0
④ 由表10-6查得材料的弹性影响系数
⑤ 由图10-21d查得小齿轮接触疲劳强度极限：
大齿轮接触疲劳强度极限:
⑥ 由式10-13计算应力循环次数
=60*720＊1*2＊8＊300＊8=1.66＊
=0.443*
由图10-19取接触疲劳寿命系数
=0.92，=0.96
⑦ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1，则：
=＊/S=0.92＊600=552Mpa
=＊/S=0。96＊550=528Mpa
3、计算:
①计算小齿轮分度圆直径
==62.779mm
②计算圆周速度
V==2。366m/s
③计算齿宽b
b==1*62.779=62.779mm
④计算齿宽与齿高比b/h
模数=62。779/24=2。616mm
齿高 h=2.25=5。88mm
b/h=10。67
⑤计算载荷系数
据v=2。366m/s，7级精度,查图10—8知
直齿轮：=1
由表10-2知使用系数=1.0
由表10—4知
由b/h=10.67,知=1.34
故载荷系数为:K==1＊1。1*1*1.422=1.564
⑥按实际的载荷系数校正
=66.77mm
⑦计算模数m：
m==66。77/24=2.78mm
4、按齿根弯曲强度设计：
由式10—5知弯曲强度的设计公式
⑴确定公式内的各数值
① 由图10—20c知小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380Mpa
② 由图取弯曲疲劳寿命系数
=0。86, =0.90
③ 计算弯曲疲劳许用力：
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由公式10-12得
=0.86*500/1。4=307。14Mpa
=0.90＊380/1.4=244.29Mpa
④ 计算载荷系数K
K==1*1。1＊1＊1.34=1。474
⑤ 查取齿形系数：
由表10—5查得=2。65，=2.196
⑥ 查取应力校正系数
由表10—5查得=1.58，=1.782
⑦ 计算大小齿轮的并加以比较
=2.65*1。58/307.14=0.01365
=2.196＊1.782/244.29=0。01606
可知大齿轮的数值大
⑵设计计算
=
=1.97mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由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强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关,可取有弯曲强度算得的模数1。97并就近圆整m=2.0mm算出小齿轮齿数
5、几何尺寸计算
⑴计算分度圆直径
=34＊2=68mm =130*2=260mm
⑵计算中心距
a=（）/2=（68+260）/2 =164mm
⑶计算齿轮宽度
=1＊68mm=68mm 取
6、低速级减速齿轮的设计
①选用直齿圆柱齿轮传动
②选用7级精度（GB10095～88)
③选材：由表10—1选小齿轮材料为40Cr（调制）
硬度为280HBS，
大齿轮材料为45刚(调制）硬度为240
HBS,硬度差为40HBS
④选小齿轮齿数为=24,则大齿轮齿数为=3＊20=60
齿数之比u=60/20=3
2、按齿面接触强度设计由强度公式计算：即
① 确定公式内各参数值
选载荷系数=1.3
② 计算小齿轮转矩:
= 3。47＊10N·mm
③ 由表10-7选取齿宽系数=1.0
④ 由表10-6查得材料的弹性影响系数
⑤ 由图10—21d查得小齿轮接触疲劳强度极限:
大齿轮接触疲劳强度极限：
⑥ 由式10—13计算应力循环次数
=60*188。285＊1*2*8＊300＊8=4。338＊
=1。239*
⑦ 由图10-19取接触疲劳寿命系数
=0。96，=0。98
⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％,安全系数S=1，则:
=＊/S=0.96＊600=576Mpa
=*/S=0.98＊550=539Mpa
3、计算:
①计算小齿轮分度圆直径
==96。48mm
②计算圆周速度
V==0。951m/s
③计算齿宽b
b==1*96.48=96.48mm
④计算齿宽与齿高比b/h
模数=96。48/24=4mm 齿高 h=2.25=9mm b/h=10.72
⑤计算载荷系数
据v=0。951m/s，7级精度，查图10—8知
直齿轮：=1
由表10—2知使用系数=1
由表10-4知
由b/h=10。72，知=1。38
故载荷系数为:
K==1＊1。05＊1*1.430=1.502
⑥按实际的载荷系数校正
=101.24mm
计算模数m:
m==101。24/24=4。22mm
4、按齿根弯曲强度设计：
由式10—5知弯曲强度的设计公式
⑴确定公式内的各数值
① 由图10-20c知小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380Mpa
② 由图取弯曲疲劳寿命系数
=0。90 =0。93
③ 计算弯曲疲劳许用力：
取弯曲疲劳安全系数
S=1.4，由公式10—12得
=0.9*500/1.4=321。43Mpa
=0。93*380/1。4=252。43Mpa
④ 计算载荷系数K
K==1＊1.05*1＊1。38=1。449
⑤ 查取齿形系数：
由表10—5查得=2.65，=2。212
⑥ 查取应力校正系数
由表10—5查得=1.58，=1。774
⑦ 计算大小齿轮的并加以比较
=2.65＊1.58/321.43=0。01303
=2。212＊1。774/252.43=0。01555
可知大齿轮的数值大
⑵设计计算
==3.51mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由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强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关,可取有弯曲强度算得的模数3。51并就近圆整m=4mm算出小齿轮齿数=32。89 =116
5、几何尺寸计算
⑴计算分度圆直径
=33*3=99mm
=116＊3=348mm
⑵计算中心距
a=（)/2 =223.5mm
⑶计算齿轮宽度
=1*99mm=99mm 取
七、齿轮轴的设计
Ⅰ轴的设计：
1、 选择材料:45钢，调制处理，据表15～3,取=112，
于是得= =23。9mm
由于轴上有2个键槽，
所以轴颈应增加5%—7％
取mm
Ⅰ轴的设计
⑴拟定轴上的装配方案如下：
⑵根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① Ⅰ—Ⅱ是带轮连接所以,
② 为了满足带轮的轴向定位要求，
Ⅰ—Ⅱ轴段右段需制造出一个轴肩，故取，轴承端盖的总宽度设为42mm，根据轴承端盖的装拆方便及便于添加润滑脂的要求，取端盖的外端面距离为30mm,故取=65mm
③ 初步选滚动轴承，因其只受径向力，因此
可选深沟球轴承，由目录初选6308，其尺寸
d=40mm，D=90mm，B=23mm
故且=23mm
右端滚动轴承采用轴肩定位,取h=0。1d=5mm
所以
④ 取安装齿轮处的轴段直径齿轮右端面
与轴承用套筒定位，高速小齿轮轮毂宽=73mm
为使套筒端面可靠地压紧齿轮
故取
⑤ 齿轮的右端用轴肩定位，轴肩高
h≥0.07d,取h=5mm,则轴环直径
=73mm,轴环宽b≥1.4h，取
⑥ 取齿轮距箱体内壁距离a=16mm，高级减速大齿轮
与低级减速小齿轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体
的铸造误差，在确定滚动轴承位置是，应距箱体
一段距离s，取s=8mm，所以套筒宽
，已知轴承宽B=23，低速小齿轮
的轮毂宽，
所以=B+s+a+—=24mm
=149mm
⑶轴上零件的周向定位：
均采用平键连接，按可选平键
，同时为了保证带轮与轴之间良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴之间的键为，齿轮与轴之间的配合为,轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径公差为6
⑷取轴端倒角为245°。
⑸轴的强度计算:
① 求齿轮上的作用力：
圆周力=2=2792.18N
径向力
② 求带轮上的作用力:
水平面上带轮给轴的压轴力
③ 竖直平面
④水平面
⑹由图知C为危险截面，对其校核
由于45钢调制处理知>
可知安全
Ⅱ轴的设计：
1选择材料：45钢，调制处理，据表15～3，取=112,
于是得 ==37。0mm
由于轴上有2个键槽，所以轴颈应增加5％-7%
取mm
2、 轴的设计
⑴拟定轴上的装配方案如下：
⑵根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ—Ⅱ是与轴接触的轴段，依据轴孔的大小系列,
① 取，
初步选择滚动轴承因其只受径向力因此
可选深沟球轴承，由目录初选6308,其尺寸
d=40mm,D=90mm，B=23mm
为使两个高速齿轮合适的啮合，
则应取其中端盖宽16，套筒宽31mm
② Ⅱ—Ⅲ为高速级大齿轮相接处的轴段,
为使套筒端面可靠地压紧齿轮取
选取轴肩高h=（0.07～0.1），取=5mm
所以=49mm
Ⅲ-Ⅳ为两个齿轮定位段，其长度=30mm
取，
③ Ⅳ-Ⅴ为轴承与轴相接处,依据结构可知
④ ，取套筒宽为10mm，右轴承为
6308，取端盖宽13mm
3、轴上零件的周向定位:
均采用平键连接，按及
两个键均可选平键，
同时为了保证带轮与轴之间良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为,轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径公差为6
4、轴的强度计算：
①求高速齿轮上的作用力：
圆周力==2673N
径向力
求低速齿轮上的作用力：
圆周力=6711N
径向力=2443N
② 轴上的载荷：
由图知C处是危险截面，对其校核
由于45钢调制处理知〉
可知合适。
Ⅲ轴的设计
1选择材料:45钢,调制处理，据表15~3，
取=112，
于是得=mm
由于轴上有2个键槽,所以轴颈应增加5%-7％
取mm
2轴的设计
⑴拟定轴上的装配方案如下：
⑵Ⅰ-Ⅱ是与链相接处,取
取根据轴承端盖的装拆方便及便于添加润滑脂的要求，取端盖的外端面距离为30mm，故取=50mm取
⑶初步选择滚动轴承，因其只受径向力，因此可选深沟球轴承，由目录初选6308，其尺寸d=70mm,D=150mm，B=35mm故且=35mm右端滚动轴承采用轴肩定位，取h=0.1d=5mm所以，取，由结构取
⑷取安装齿轮轴段的直径
为使套筒端面可靠地压紧齿轮取
⑸Ⅴ—Ⅵ为齿轮定位轴肩,轴肩
h=（0。07～01）d，取h=6mm，所以
=87mm，取
⑹轴上零件的周向定位：
均采用平键连接，按可选平键,同时为了保证带轮与轴之间良好的对中性,故选择带轮与轴之间的配合为,同样齿轮与轴之间的键为，齿轮与轴之间的配合为，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径公差为6
⑺轴的强度计算：
①求齿轮上的作用力：
圆周力=2=6445N
径向力
② 竖直平面
，
水平面
由图知C处是危险截面，对其校核
由于45钢调制处理知>
可知合适。
八、轴承校核
1、Ⅰ轴上轴承校核：
⑴预期寿命=19200小时
⑵当量动载荷，取
因为，所以只需校核载荷大的寿命
⑶基本额定动载荷
取，则=36.4KN
轴6308的
=40.8KN＞C1可知合格
2、Ⅱ轴上轴承校核：
⑴预期寿命=19200小时
⑵当量动载荷，取
因为,所以只需校核载荷大的寿命
⑶基本额定动载荷
取，则=36。4KN
轴6308的=36。4KN＞C可知合格
3、Ⅲ轴上轴承校核：
⑴预期寿命=19200小时
⑵当量动载荷，取
因为，所以只需校核载荷大的寿命
⑶基本额定动载荷
取，则=89。5KN
轴6308的=105KN＞C可知合格
九、键的设计
1、输入轴上的键
⑴带轮连接于轴端选用的平键圆头C型，尺寸b*h＊l=10mm＊8mm＊100mm⑵校核键的连接强度
由表6—2查得许用挤压应力,取=110MPa
键的工作长度l=L—b/2=100-10/2=95mm
键与轮毂的接触高度k=0.5h0.5*8=4mm
故连接的挤压强度足够
2、 中间轴上的键
⑴ 两齿轮与轴都用平键中的圆头键(A型）连接尺寸
b*h*l=14mm*9mm*56mm，b＊h*l=16mm*10mm*100mm
⑵ 校核键的连接强度
由表6-2查得许用挤压应力,取
键的工作长度分别为L1=l1—b1=42mm，L2=l2-b2=84mm
接触高度分别为
3、 输出轴上的键
⑴ 键与轴用的是平键中的单圆头键（c型），连接齿轮与轴用的是平建中的圆头键（A型)连接.尺寸分别是b＊h＊l=18mm*11mm＊45mm，b＊h*l=20mm＊12mm＊90mm。
⑵ 校核键的连接强度
由表6—2查得许用挤压应力,取
键的工作长度l=L—b/2=36mm,
接触高度分别为
十、轴承端盖参数：
由机械设计手册表14—43
第一根轴上：
轴承内径D=36mm 螺栓直径d=8mm
螺栓所在中心圆=D+2。5d=75mm
轴承端盖凸缘厚度e=1。2d=42mm
第二根轴上：
轴承内径D=60mm 螺栓直径d=8mm
螺栓所在中心圆=D+2.5d=75mm
轴承端盖凸缘厚度e=1。2d=42mm
第三根轴上：
轴承内径D=66mm 螺栓直径d=8mm
螺栓所在中心圆=D+2。5d=75mm
轴承端盖凸缘厚度e=1.2d=42mm
十一、密封圈的设置:
1. 高速轴上的密封圈
d=38mm D=53mm B=7mm =39mm
2. 低速轴上的密封圈
十二、减速器机体结构及尺寸
减速器箱体参数:
箱座厚度
箱盖厚度
箱盖凸缘厚度
箱座凸缘厚度
箱座底凸缘厚度
地脚螺栓直径
地脚螺钉数目 n 查手册的 n=6
轴承旁联接螺栓直径
盖与座连接螺栓直径
轴承端盖螺钉直径
轴承端盖上螺钉数目 4
视孔盖螺钉直径 6
定位销直径 6
，,至外箱盖壁的距离 查手册得
,，至凸缘边缘的距离 查手册得
外箱壁至轴承端面距离
齿轮顶圆与内箱壁距离
箱板肋厚
箱座肋厚
轴承端盖外径
轴承端盖外径
十三、参考资料
【1】 张黎骅、郑严主编新编机械设计手册，北京：人民邮电出版社，2008。5
【2】 李育锡主编,机械设计课程设计，北京：高等教育出版社,2008。6
【3】 机械设计 第八版,西北工业大学出版社

=72
=8。25kw
=90mm
=180mm
=300mm
=1000mm
=8
=19
=52
=24
=1。66＊
0.443＊
=62。779mm
=66。77mm
m=2。78mm
K=1.474
34
=68mm
=4。338＊
=1.239*
=96。48mm
=10。72
m=4。22mm
=23.9mm
=37。0mm
mm
=36.4KN

十四、设计心得
经过紧张而有辛苦的三周的课程设计结束了．当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭,登上了高山之颠，顿感心旷神意,眼前豁然开朗．
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计,学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．
说实话，课程设计真的有点累．然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利,然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟．
通过课程设计,使我深深体会到,干任何事都必须耐心，细致．课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有2次因为不小心我计算出错，只能毫不讲情意地重来．但一想起高瑞贞老师平时对我耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任,想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故,我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高度负责,认真对待的良好习惯．这次课程设计使我在学习作风上得到了一次难得的磨练．
短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足,2年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用．想到这里，我真的心急了，老师却对我说,这说明课程设计确实使我你有收获了．老师的亲切鼓励了我的信心,使我更加自信．
最后，我要感谢我的老师们，是您严厉批评唤醒了我,是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀．今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪