设计两级圆柱齿轮减速器机械设计-大学论文.doc

《机械设计》课程
设计说明书

姓名： 李尚龙
系别： 机械工程学院
班级： 机自Y126
学号： 201200104090
指导老师： 靳 龙

机械设计基础课程设计题目
题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器
说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。
传送简图如下：

技术参数

已 知 条 件

数 据 号
1
2
3
4
5
6
7
8
鼓轮直径（mm）
300
330
350
350
380
300
360
320
传送带运行速度（m/s）
0.63
0.75
0.85
0.8
0.8
0.7
0.84
0.75
传送带从动轴所需扭矩（N﹒m）
700
670
650
950
1050
900
660
900

目 录

一， 传动方案分析―――――――――――――――――――
二， 选择电动机――――――――――――――――――――
三， 计算传动装置的运动及动力参数―――――――――――
四， V带传动的设计计算――――――――――――――――
五， 斜齿轮圆柱齿轮传动设计――――――――――――――
六， 轴的设计―――――――――――――――――――――
七， 滚动轴承的选择――――――――――――――――――
八， 键的选择―――――――――――――――――――――
九， 联轴器的选择―――――――――――――――――――
十， 润滑方式，润滑油牌号及密封装置的选择―――――――

一，传动方案分析
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴鼓轮的转速nw ,及
nw=
一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动的传动方案。即采用两级圆柱齿轮减速箱的展开式。该方案一般采用斜齿轮，其总传动比较大，结构简单，制造成本也较低，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。
二，选择电动机
1，电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。
2，动机功率的选择
(1)工作机所需的功率
由本书p.7式(2-2)

(2)电动机输出功率Pd

由本书P.66表4-4查取V带传动，滚动轴承，齿轮传动,联轴器的效率分别为，由因为传送带的效率为，则传动装置总效率为：

=
则

(3)电动机额定功率Ped
由本书p.196按表20-1确定电动机额定功率为
3，电动机的转速
为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由课本查得V带传动常用传动比范围iv=2~5,单级圆柱齿轮传动比范围i`2=3~6,传送带传动比i`3=1,则电动机转速可选范围为

可见同步转速为1000r/min ,1500r/min 和3000r/min的电动机均符合。这里初步选分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：

方案
电动机
型 号
额定功率
( kW)
电动机的转速(r/min)
电动机的质量(kg)
同步
满载
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
43
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
73
4，计算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
，
(2)分配各级传动比
取V带传动的传动比iv=2.5 ，则两级减速箱的传动比为：
, ,
由上述各式子可解得，
，
因为所得的iF和iS的值符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，故可选方案1；又因为方案2得出的iF和iS的值不符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，所以不选。

三，计算传动装置的运动和动力参数
1,各轴的转速
　　设电动机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴的转速为：

2,各轴的输入功率
　　按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即

3,各轴的转矩

将以上计算结果整理后列于下表，供以后计算使用：

项目
电动机轴0
高速轴1
中速轴2
低速轴3
转速（r/min）
1440
576
141
45
功率（kw）
5.5
5.06
4.86
4.67
转矩（N·m）
36.48
83.89
348.97
1114.96

四，V带传动的设计计算
1, 确定计算功率Pca
Pca=KA×P
由表8-8（P156,《机械设计》第九版 高等教育出版社, 该书以下简称课本）可知：KA=1.2
由电动机选型可知:
P=5.5 kw
∴
2, 选择V带的带型
根据传动的形式，选用普通V带；再根据Pca、n1，由课本图8-11知：确定选用A型V带。
3, 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。
(1)初选小带轮的基准直径dd1。
由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。
(2)验算带速v。
按式8-13验算带的速度

因为 ，所以所选的带速合适。

(3) 确定大带轮的基准直径。
根据式8-15a，计算大带轮的基准直径dd2。

根据表8-9，圆整为
(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld。
1)根据式8-20，得

故得，
初步定中心距为：
2)由式8-22计算带所需的基准长度。

由课本p.145表8-2选带的基准长度Ld=1550mm。
3)按8式8-23计算实际中心距a 。

根据式8-24可得中心距的可变化范围为：

所以中心距的变化范围为：477mm~547mm。
(5)验算小带轮上的包角α1

(6)计算带的根数Z
1)计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=100mm和n1=1440r/min，查表8-4得

根据，和A型带，
查表8-5得，表8-6可以得 ，表8-2得，于是得，

2)计算V带的根数Z
，所以Z取5根。
(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min
由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m
所以，

应使带的实际初拉力
(8)计算压轴力Fp
压轴力的最小值为：

五，斜齿圆柱齿轮传动设计
（一） 高速级齿轮传动的设计计算
设计参数

1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。
（1） 高速齿常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿轮圆柱齿传动。
（2） 参考表10-6，通用减速器精度等级范围6-8，选用7级精度。
（3） 材料选择，由表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS
（4） 选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数
取z2=104

(5) 初选螺旋角
(6) 压力角为
2. 按齿面接触疲劳强度设计

（1） 由式10-24失算小齿轮分度圆直径，即

1） 确定公式中各参数数值。
a. 试选载荷系数

b. 由图10-20查取区域系数

c. 由表10-5查得材料的弹性影响系数

d.由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数

e.由式10-23可得螺旋角系数

f.计算接触疲劳许用应力
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

由式10-15计算应力循环次数

由图10-23，查取接触疲劳寿命系数

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得

取其中较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力

2） 试算小齿轮分度圆直径

（2） 调整小齿轮分度圆直径
1） 计算实际载荷系数钱的数据准备。
A. 圆周速度v.

B.齿宽b。

2） 计算实际载荷系数
A. 由表10-2查得使用系数

B.根据v=1.55m/s,7级精度，由图10-8，得动载荷系数

C.齿轮的圆周力

查表10-3得齿轮间的载荷分配系数

D.由表10-4，用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置，则

则载荷系数为

3) 由式10-12可得按实际载荷系数算得分度圆直径

及相应的齿轮模数

3. 按齿根弯曲疲劳强度设计
（1） 由式10-20试算齿轮模数即

1） 确定公式中的各参数值。
A. 试选载荷系数

B.由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的中和度系数。

C.由式10-19可得计算弯曲疲劳强度螺旋角系数

D.计算

由当量齿数

查图10-17

由图10-18查得应力修正系数

由图10-24，查小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度分别

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳安全系数
由式10-14得

取其中二者最大的，所以

2） 试算模数

（2） 调整齿轮模数

1） 计算实际载荷系数
A. 圆周速度v

B.齿宽b。

C.宽高比b/h

2） 计算实际载荷系数
A. 根据v=1.07m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数

B.由

查表10-3得齿间载荷分配系数

C.由表10-4的插值法查得

查图10-13得

则载荷系数

3） 由式10-13，可得按实际载荷系数算的齿轮模数

对比计算结果，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，犹豫吃乱模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度多决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与楚仑直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.629MM，并就近圆整为标准值m=2mm，接触疲劳强度算的的分度圆直径d1=60.055，来计算小齿轮的齿数，即
，
取

4. 几何尺寸计算
(1) 计算中心距

考虑模数从1.717mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为159mm.
（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

（3） 计算大小齿轮的分度圆直径

（4） 计算齿轮宽度

取

5. 圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整之后，

等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力
按上述方法，算出10-22的各参数如下
将它们代入式10-22，得到

满足吃面接触疲劳强度条件。

（2） 齿根弯曲疲劳强度校核
按上述方法，先算出10-17中各参数。

将它们代入10-17，得

齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
6主要设计结论
齿数z1=29,z2=126,模数m=2mm,压力角20，螺旋角12.87，变为系数x1=x2=0，中心距a=159，齿宽b1=65mm,b2=60mm，小齿轮选用40（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计.

(二) 低速级齿轮的传动设计计算
设计参数

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。
（1）低速齿用斜齿轮
（2）参考表10-6，通用减速器精度等级范围6-8，选用7级精度。
（3）材料选择，由表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS
（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数
取z2=80
(5)初选螺旋角
(6)压力角为
2.按齿面接触疲劳强度计算

（2） 由式10-24失算小齿轮分度圆直径，即

2） 确定公式中各参数数值。
c. 试选载荷系数

d. 由图10-20查取区域系数

c. 由表10-5查得材料的弹性影响系数

d.由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数

e.由式10-23可得螺旋角系数

f.计算接触疲劳许用应力
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

由图10-23，查取接触疲劳寿命系数

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得

取其中较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力

(2)试算小齿轮分度圆直径

1) 计算实际载荷系数钱的数据准备。
A.圆周速度v.

B.齿宽b。

3） 计算实际载荷系数
B. 由表10-2查得使用系数

B.根据v=0.53m/s,7级精度，由图10-8，得动载荷系数

C.齿轮的圆周力

查表10-3得齿轮间的载荷分配系数

D.由表10-4，用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置，则

则载荷系数为

4) 由式10-12可得按实际载荷系数算得分度圆直径

及相应的齿轮模数

4. 按齿根弯曲疲劳强度设计
（2） 由式10-20试算齿轮模数即

2） 确定公式中的各参数值。
B. 试选载荷系数

B.由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的中和度系数。

C.由式10-19可得计算弯曲疲劳强度螺旋角系数

D.计算

由当量齿数

查图10-17

由图10-18查得应力修正系数

由图10-24，查小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度分别

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳安全系数
由式10-14得

取其中二者最大的，所以

3） 试算模数

(2) 调整齿轮模数
1） 计算实际载荷前的数据准备。
A.圆周速度v

B.齿宽b。

C.宽高比b/h

3） 计算实际载荷系数
B. 根据v=0.38m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数

B.由

查表10-3得齿间载荷分配系数

C.由表10-4的插值法查得

查图10-13得

则载荷系数

4） 由式10-13，可得按实际载荷系数算的齿轮模数

对比计算结果，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，犹豫吃乱模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度多决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数2.492mm，并就近圆整为标准值m=2.5mm，接触疲劳强度算的的分度圆直径d1=76.78，来计算小齿轮的齿数，即
，
取

5. 几何尺寸计算
(2) 计算中心距

考虑模数从2.492mm增大圆整至2.5mm，为此将中心距减小圆整为212mm.
（3） 按圆整后的中心距修正螺旋角

（5） 计算大小齿轮的分度圆直径

（6） 计算齿轮宽度

取

6. 圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整之后，

等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力
按上述方法，算出10-22的各参数如下
将它们代入式10-22，得到

(2)满足吃面接触疲劳强度条件。
按上述方法，先算出10-17中各参数。

将它们代入10-17，得

齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

6主要设计结论
齿数z1=38,z2=127,模数2.5mm,压力角20，螺旋角13.37，变为系数x1=x2=0，中心距a=212，齿宽b1=100mm,b2=105mm，小齿轮选用40（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计.

六，轴的设计计算
3. 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案
本题的装配方案先用图15-22a所示的装配方案。

2 轴的校核

(1) 高速轴的校核
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
受力如图:

水平面上受力分析 L= 250mm

载荷
水平面H
垂直面V
支反力

弯矩M

总弯矩

扭矩

3. 按弯扭合成力校核轴的强度
根据轴的弯扭合成条件，取,

轴的计算应力为

轴的材料为45钢，调质处理。由<机械设计>表15-1查得。因此，故安全。

(2) 中速轴的校核
中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
受力如图:

L=274

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=4227.9N
=5672.6N

弯矩M

总弯矩

扭矩T

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) 低速轴的校核
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
受力如图:

L=248.2mm

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=4426.3N
=2414.20N

弯矩M

总弯矩

扭矩T

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。
七，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 ：7310C
轴承2 ：7310C
根据轴承型号7310C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7310C型的轴承，判断系数其值由的大小来确定,现在取,故取e=0.378,因此可取Y=1.48;

因此轴承2载荷较大,验算轴承二的寿命。.
3求轴承当量动载荷和
因为

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。
2.中速轴的轴承
轴承1 ：7307C
轴承2 ：7307C
根据轴承型号7310C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7207C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.
2. 低速轴的轴承
轴承1 ：7313C
轴承2 ：7313C
3. 根据轴承型号6311取轴承基本额定动载荷为：C=91.5KN；基本额定静载荷为：
1.求两轴承的计算轴向力和

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。
八、键的选择
根据数据，由《机械设计》表6-1选择：
配合部件
孔径(mm)
公称尺寸
b×h(mm)
长度
L(mm)
V带轮
42
12*8
50
齿轮2
42
12*8
45
齿轮4
75
20*12
80
联轴器
55
16*10
50

九、联轴器的选择
因为低速轴与联轴器相连，则需考虑轴的数据。
联轴器的转矩，考虑转矩变化很小，故取.则

查表8-36，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000，半联轴气的孔径d=55mm，半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm.十、润滑与密封
1、箱体内齿轮的润滑
圆柱齿轮减速器的轴I、轴II、轴III的转速分别为，，，4个齿轮的分度圆直径分别为，，，。
由得
则4个齿轮的分度圆速度分别为

因为两对齿轮的平均速度在1.5-2之间所以采用油润滑，但是需要用毡圈来密封。
十一.减速器箱体及附件设计
减速器机体结构尺寸如下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8mm
箱盖壁厚

8mm
箱盖凸缘厚度

12mm
箱座凸缘厚度

12mm
箱座底凸缘厚度

20mm
地脚螺钉直径

20mm
地脚螺钉数目

a≤250 n=4
4
轴承旁联接螺栓直径

16mm
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
12mm
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10mm n=4
8mm n=4
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8mm
定位销直径

=（0.7~0.8）
10mm
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
30mm
22mm
18mm
， 至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
25mm
16mm
外机壁至轴承座端面距离

=++（5~8）+
60mm
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
15mm
齿轮端面与内机壁距离

>
15mm
机盖，机座肋厚

8mm
8mm
轴承端盖外径

1.25D+10
110,147,185mm