二级展开式齿轮减速器

机械设计课程设计

说明书

设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器

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目录

目录 (2)

一、设计任务书 (4)

1.1 带式运输机的工作原理 (4)

1.2 已知条件 (4)

1.3 设计数据 (4)

1.4 传动方案 (5)

二、电动机选择 (5)

2.1 电动机容量的选择 (5)

2.2 电动机转速的选择 (6)

2.3 电动机型号的确定 (6)

三、传动装置的运动及参数 (6)

3.1 计算总传动比 (6)

3.2 计算其他各级传动比 (6)

3.3 计算各轴转速、输出功率、输出转矩、转速 (7)

(8)

四、齿轮的设计计算

4.1 高速齿轮的计算 (8)

4.2 低速齿轮的计算 (13)

五、轴的设计 (18)

5.1 各轴最小直径的确定 (18)

5.2 各轴结构尺寸的设计 (19)

六、滚动轴承的计算 (22)

七、连接的选择和计算 (24)

7.1 对连接齿轮4与轴3的键的计算 (24)

7.2 对连接联轴器与轴3的键的计算 (24)

八、润滑与密封 (25)

九、箱体及其附件的结构设计 (25)

9.1 减速器箱体结构的设计 (25)

9.2 减速器附件的结构设计 (26)

十、设计心得及总结 (27)

10.1 设计心得 (27)

10.2 设计总结 (28)

十一、参考文献 (29)

一、设计任务书

1.1 带式运输机的工作原理

1.2 已知条件

1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，

有粉尘，环境最高温度35℃；

2)使用折扣期：8年；

3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

4)动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；

5)运输带速度允许误差：±5%；

6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

1.3 设计数据

1.4 传动方案

二级展开式圆柱齿轮减速器。

二、电动机选择

2.1 电动机容量的选择

工作机功率： kw 4.210002

.120001000=?==

FV Pw ； 工作带所需转速： min /r 394.763

.02

.16060v n =??==

ππωD ； 卷筒轴承效率：98.01=η ； 卷轴效率：96.02=η ； 联轴器传动效率：99.0=联

η ；

齿轮传动效率：97.0=齿

η；

轴的传动效率：98.0=轴η；

817.03

2

2

21==轴齿联总

ηηηηηη；

938.2817

.04

.2P d ==

=

η

ω

P ; 2.2 电动机转速的选择

根据v=1.2 m/s ，得 min /r 394.763.02

.16060v n =??==

ππωD

)

85.1909,55.687(394.76]25,9[n d =?=

2.3 电动机型号的确定

根据《机械设计课程设计手册》P173 表12-1 可得，电动机选择Y100L2-4,数据如下表：

三、传动装置的运动及参数

3.1 计算总传动比

总传动比：72.18394

.761430

n n i m ===

ω总 ； 3.2 计算其他各级传动比

根据《机械设计课程设计手册》P203可得， i=18.72 ，21i 5.1~3.1i ）（=；22i 5.1~3.1i ）（= ；

得 12.5i 1= ，66.3i 2=；

3.3 计算各轴转速、输出功率、输出转矩、转速

① 已知电动机转轴转速：min /1430n 0r =；得

高速轴Ⅰ ： m i n /1430i n n 0

m

1r ==

中间轴Ⅱ ： m i n /3.27912.51430

112r i n n ===

低速轴Ⅲ ： m i n /3.7666

.33

.279223r i n n ===

卷筒 ： min /3.764r n =

② 已知电动机额定功率 w 30K P = ；得

高速轴Ⅰ ： kw 9106.298.099.03001=??===轴联ηηηP P P 中间轴Ⅱ ： kw 7668.298.097.09106.212312=??===轴齿ηηηP P P

低速轴Ⅲ ： kw 6301

.298.097.07668.223423=??===轴齿ηηηP P P 卷筒 ： kw 5517.298.099.06301.234534=??===轴联ηηηP P P ③ 各轴转矩 电动机转轴：m 2.20?=N T

高速轴Ⅰ ： m N n P T ?=?=?=

438.191430

9106

.295509550111 中间轴Ⅱ ： m N n P T ?=?=?=

604.943.2797668

.295509550222 低速轴Ⅲ ： m 193.3293.766301

.29550n 9550333?=?=?=

N P T 卷筒 ： m N n P T ?=?=?=

381.3193.765517

.295509550444

总结如下表：

四、齿轮的设计计算

4.1 高速齿轮的计算

（一）选精度等级、材料和齿数 a. 材料及热处理

选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS ； b. 精度等级选用8精度；

试选小齿轮齿数20z 1=，大齿轮齿数102z 2=； （二）按齿面接触强度计算

3

2

d t t ]

[u 1u 32.2d ）（H E Z T K σφ+?≥ （三）确定公式内的各计算数值 ① 试选3.1t =K ；

② 根据《机械设计》P206 表10-7 选取齿宽系数8.0d =φ； ③ 根据《机械设计》P202 表10-5 可得材料的弹性影响系数

pa 9.188M Z E =；

④ 根据《机械设计》P212 图10-25 可得小齿轮的接触疲劳强度极限pa 5501

lim M H =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限pa 5002

lim M H =σ；

⑤ 根据《机械设计》P209 公式10-15 可得应力循环次数

9103.38300821143060nijLh 601?=??????==）（N ；

81

21005.712

.5?==N N ; m N n P T ?=?=?=

438.1914309106

.295509550111; m N n P T ?=?=?=

604.943.2797668

.295509550222; m 193.3293.766301

.29550n 9550333?=?=?=

N P T ; m N n P T ?=?=?=

381.3193.765517

.295509550444;

8级精度：

201=Z ； 102Z 2=； 3.1t =K ；

8.0d =φ；

pa 9.188M Z E =；

pa 5501

lim M H =σ；

pa 5002

lim M H

=σ；

⑥ 根据《机械设计》P208 图10-23 可得接触疲劳寿命系数

90.01=HN K ;95.02=HN K ;

⑦ 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1,根据《机械设计》式10-14可得

MPa

MPa S K H HN H 4951550

90.0][1lim 11=?==

σσ； MPa MPa K H HN H 4901

500

98.01][2lim 22=?==

σσ； ⑧ 计算小齿轮分度圆直径t 1d

3

2

d t t ]

[u 1u 32.2d ）（H E Z T K σφ+?≥=

mm 08.41)4958.189(20

1021

20102

8.010438.193.132.232

3

=?+????；

⑨ 计算圆周速度

s m n d t /1.31000

601430

08.411000

60v 2

1=???=

?=

ππ；

⑩ 计算齿宽b 及模数m

mm 864.32mm 08.418.0d b t 1d =?==φ； mm 054.220

08.41z d m 11t ===

； mm 659.4071.225.2m 25.2h =?==；

054.7659

.4864.32h b ==； 11 计算载荷系数 已知8级精度

根据《机械设计》P194图 10-8可得 动载系数1.1v =K ；

1=αH K ,4.1=βH K ；

已知25.1=A K ,可得

75.14.125.111.1K K H H v =???==βαK K K A ;

12 按实际载荷系数校正分度圆直径

mm 36.45mm 3

.175.108.41d d 33t t 11=?==H K K

； 13 计算模数

268.220

36

.45z d m 11===

； （四）按齿根弯曲强度计算 根据《机械设计》P200公式10-7

3

sa

a 1d 1][z 2m ）（F F F Y Y Y T K σφε?≥

① 确定上述公式的参数： S=1;

a

4951][MP H =σ

MPa H 4902][=σ mm

08.41t d 1=

v=3m/s;

b=32.864mm; h=4.659mm;

054.7h

b

=

25.1=A K

1.1v =K 1

=α

H K 421.1=βH K 75.1=K 36.45d 1= 268.2m = 1=αK 26.1=βF K

根据P210 图10-24 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

a 4501MP F =σ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限a 4002MP F =σ；

根据P208 图10-22 可得弯曲寿命系数9.01=FN K ,92.02=FN K 。 ② 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4，可得

MPa S K F FN F 29.2894.1450

9.0][111=?=?=

σσ； MPa S K F FN F 86.2624.1400

92.0][222=?=?=σσ；

③ 计算载荷系数：

7325.1126.11.125.1=???==βαF V A K K K K K ;

④ 查取应力校正系数

根据《机械设计》P201 图10-18 ，可得55.11sa =Y ，785.12sa =Y ，8.21a =F Y ，19.22a =F Y ；

⑤ 计算][a

a F S F Y Y σ的值 015.029.28955

.18.2][1F 1a a1=?=σS F Y Y ； 0149.086

.262785

.119.2][22a 2a =?=F S F Y Y σ; mm 486.1015.0208.0438

.198.12][z 2m 32

3

sa a 1d 1=????=?≥）（F F F Y Y Y T K σφε

故取 m=2。 ⑥ 小齿轮齿数:

3268.222

36.45m 1d 1≈===

Z

⑦ 大齿轮齿数：

118

76.1172312.5u 12≈=?=?=Z Z

计算大、小齿轮的分度圆直径：

mm

46223d 11=?=?=m Z mm

2362118m d 22=?=?=Z

⑧ 计算中心距：

mm 1412

236

462d d a 21=+=+=

⑨ 计算齿轮宽度：

mm

8.36468.0d b 1d =?==φ

mm 461=B mm

402=B

⑩ 求得设计结果:

4.2 低速齿轮的计算

（一）选精度等级、材料和齿数 材料及热处理

a. 选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为

45刚（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS ； b. 精度等级选用8精度；

c. 试选小齿轮齿数24z 1=，大齿轮齿数77z 2=； 按齿面接触强度计算

3

2

d t t ]

[u 1u 32.2d ）（H E Z T K σφ+?≥ （二）确定公式内的各计算数值 ① 试选3.1t =K ；

② 根据《机械设计》P206 表10-7 选取齿宽系数8.0d =φ； ③ 根据《机械设计》P202 表10-5 可得材料的弹性影响系数

pa 9.188M Z E =；

④ 根据《机械设计》P212 图10-25 可得小齿轮的接触疲劳强度极限pa 5501

lim M H =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限pa 5002

lim M H =σ；

⑤ 根据《机械设计》P209 公式10-15 可得应力循环次数

8h 33104.683008213.27960jL n 60?=??????==）（N ；

83

41075.166

.3?==

N N ; 8级精度：

243=Z ； 77Z 4=； 3.1t =K ；

8.0d =φ；

pa 9.188M Z E =；

pa 5503

lim M H =σ；

pa 5004

lim M H

=σ；

⑥ 根据《机械设计》P208 图10-23 可得接触疲劳寿命系数

15.11=HN K ;28.12=HN K ;

⑦ 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1,根据《机械设计》式10-14可得

MPa

MPa S K H HN H 5.6321550

15.1][1lim 13=?==

σσ； MPa MPa K H HN H 6401

500

28.11][2lim 24=?==

σσ； ⑧ 计算小齿轮分度圆直径t 3d

3

2

d t t ]

[u 1u 32.2d ）（H E Z T K σφ+?≥=

mm 978.60)5.6328.189(24

7712477

8.010604.943.132.232

3

=?+????；

⑨ 计算圆周速度

s m n d t /8917.01000

603

.279978.601000

60v 2

1=???=

?=

ππ；

⑩ 计算齿宽b 及模数m

mm 782.48mm 978.608.0d b t 3d =?==φ； mm 541.224

978.60z d m 13t ===

； mm 717.5541.225.2m 25.2h =?==；

533.8717

.5782.48h b ==； 11 计算载荷系数 已知8级精度

根据《机械设计》P194图 10-8可得 动载系数14.1v =K ；

1=αH K ,455.1=βH K ；

已知25.1=A K ,可得

07.2455.125.1114.1K K H H v =???==βαK K K A ;

12 按实际载荷系数校正分度圆直径

mm 206.71mm 3

.107.2978.60d d 33t

t 33=?==H K K

； 13 计算模数

56.320

206

.71z d m 33===

； （三）按齿根弯曲强度计算 根据《机械设计》P200公式10-7

3

sa

a 1d 1][z 2m ）（F F F Y Y Y T K σφε?≥

根据P210 图10-24 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

a 4501MP F =σ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限a 4002MP F =σ；

根据P208 图10-22 可得弯曲寿命系数0.11=FN K ,0.12=FN K 。 ① 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4，可得

MPa S K F FN F 429.3214.1450

0.1][113=?=?=

σσ； MPa S K F FN F 714.2854.1400

0.1][224=?=?=σσ；

② 计算载荷系数：

924.135.1114.125.1=???==βαF V A K K K K K ;

③ 查取应力校正系数

根据《机械设计》P201 图10-18 ，可得58.13sa =Y ，77.14sa =Y ，65.23a =F Y ，22.24a =F Y ；

④ 计算][a

a F S F Y Y σ的值

0130.0429.32158

.165.2][3F 3a a3=?=σS F Y Y ； 0138.0714

.28577

.122.2][44a 4a =?=F S F Y Y σ; mm 217.20138.0248.0604

.94924.12][z 2m 32

3

sa a 3d 3=????=?≥）（F F F Y Y Y T K σφε

故取 m=2.5。 ⑤ 小齿轮齿数:

295.285

.2206.71m d 33≈===

Z

⑥ 大齿轮齿数：

106

14.1062966.3u 34≈=?=?=Z Z

⑦ 计算大、小齿轮的分度圆直径：

mm

5.725.229d 33=?=?=m Z

mm 2655.2106m d 44=?=?=Z

⑧ 计算中心距：

mm 75.1682

265

5.722d d a 43=+=+=

⑨ 计算齿轮宽度：

mm

585.728.0d b 3d =?==φ

mm 621=B mm

562=B

⑩ 求得设计结果:

五、轴的设计

5.1 各轴最小直径的确定

① 各轴最小直径的估算

根据《机械设计》P366公式15-2和表15-3，可得 选取轴的材料为45号钢，选取1120=A ,则

mm 194.1414309106.2112d 33

01min =?=?=n P A ； mm 054.243.2797668.2112n d 33

02min =?=?=P A ； mm 450.363

.766301.2112n d 33

03min =?=?=P A ； ② 各轴最小直径的修正

根据《机械设计》P367修正理论 ，可得 选取轴颈加大6%，则

mm 046.15%106194.14d 1min =?=； mm 497.25%106054.24d 2min =?=；

③ 各轴最小直径的确定

根据《机械设计课程设计手册》P98 表8-2，可得

高速轴Ⅰ选用GY2型凸缘联轴器，轴孔直径为16mm ，轴孔长度为42mm ；

中间轴Ⅱ选用视使用轴承而定；

低速轴Ⅲ选用GY5型凸缘联轴器，轴孔直径为38mm ，轴孔长度为82mm ；

5.2 各轴结构尺寸的设计

1) 低速轴Ⅲ的结构尺寸设计

段1：mm 38d 1=，mm l 801=；

段2：mm d 462=，减速器轴承端盖选用凸缘式轴承端盖，轴承外径介于45~65之间，使用4个M6螺钉连接，mm d e 2.762.12.13=?==，取

mm 14m =，为了轴承的检修和润滑设轴承端盖距半联轴器的距离为

40.8mm ，mm l 622=；

段3：选用GB/T276-1994,7010C 轴承，内径mm 50d =，外径mm 80=D ，宽度mm 16=B ，mm d 503=，mm l 163=；

段4：直径mm 60d 4=，mm l l l 681210-130654=+--=

段5: 直径mm d d h d d 72)1.0(226665=+=+=，mm l 4.864.15=?=，取mm l 105=

段6：直径mm d 606=，mm l 626=； 段7：直径mm d 507=，mm l 407=。 2) 中间轴Ⅱ的结构尺寸设计

段1：直径mm d 251=，mm l 391=，轴承选用7005C,内径mm d 25=，外径

mm D 47=，宽度mm B 12=，箱体壁厚mm a 6875.63025.0=+=δ，取mm 8=δ。

齿轮2距离箱体内壁的距离为13mm ； 段2：直径mm d 302=，mm B l 38240222=-=-=； 段3：直径mm d d h d d 36)1.0(222223=+=+=，mm l 53=； 段4：直径mm d 304=，mm l 604=； 段5：直径mm d 255=，mm l 415=。 3) 高速轴Ⅰ的结构尺寸设计

段1：mm 16d 1=，mm l 421=；

段2：mm d 462=，减速器轴承端盖选用凸缘式轴承端盖，轴承外径介于45~65之间，使用4个M6螺钉连接，mm d e 2.762.12.13=?==，取

mm 14m =，为了轴承的检修和润滑设轴承端盖距半联轴器的距离为

40.8mm ，mm l 662=；

段3：选用GB/T276-1994,7010C 轴承，内径mm 25d =，外径mm 47=D ，宽度mm 12=B ，mm d 253=，mm l 123=；

段4：直径mm 30d 4=，mm l l l 641210-130654=+--=