二级齿轮减速器说明书

青岛理工大学琴岛学院

课程设计说明书

课题名称：带式输送机传动装置设计学院：机电工程系

专业班级：

学号：

学生：

指导老师：

青岛理工大学琴岛学院教务处

2014年6月28日

《机械设计》课程设计评阅书

目录

摘要 .................................................................. I 1 设计说明书 .. (1)

1.1设计题目 (1)

1.2工作条件 (1)

1.3原始技术数据 (1)

1.4设计工作量 (1)

2 机械装置的总体设计方案 (2)

2.1电动机选择 (2)

2.2传动比分配 (3)

2.3运动和动力参数计算 (3)

3 主要零部件的设计计算 (5)

3.1展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 (5)

3.2轴系结构设计 (12)

3.3键、键槽的选择及其校核 (17)

4 减速器箱体及其附件的设计 (18)

4.1箱体结构设计 (18)

4.2减速器附件的设计 (19)

5、运输、安装和使用维护要求 (20)

5.1减速器的安装 (20)

5.2使用维护 (20)

5.3减速器润滑油的更换 (20)

总结 (21)

致谢 (22)

参考文献 (23)

摘要

机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。

本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。

本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。

由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。

关键字：机械设计二级圆柱齿轮减速器

1 设计说明书

1.1 设计题目

用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图1-1所示。

图 1-1 传动装置简图

1.2 工作条件

连续单向运转，有轻微振动，空载启动,经常满载，使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。

1.3原始技术数据

本设计说明书以第2组数据为设计依据，齿轮类型为斜齿软齿面齿轮

1.4 设计工作量

（1）减速器装配图一张（A0号图纸）

（2）零件工作图二张（A3号图纸）

（3）设计说明书一份。

2 机械装置的总体设计方案

2.1 电动机选择

2.1.1选择电动机类型

按工作要求选用Y 系列（IP44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电动机的工作条件为：环境温度-15- +40℃，相对湿度不超过90%，电压380V ，频率50HZ 。 2.1.2选择电动机容量

电动机所需工作功率d P （KW ）为 η

w

d P P =

工作机所需功率w P （KW ）为 kW F P w 68.4v == 传动装置的总效率为

42

3223

1ηηηηη=

按《机械课程设计手册》表2-4确定各部分效率为: 滚动轴承99.01=η，联轴器效率为

99.02=η，闭式齿轮传动效率97.03=η，，卷筒效率96.04=η，代入得

87.069.079.099.099.0232=???=η 所需电动机功率为

kW kW

P P w

d 38.587

.068.4==

=

η

因载荷平稳，电动机额定功率ed P 略大于d P 即可。由《机械课程设计手册》表20-1，Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率ed P 为5.5kW 。 2.1.3确定电动机转速

卷筒轴工作转速

min)/(38.116320

14.395.1100060100060r D v n w =???=?=π

通常，二级圆柱齿轮减速器为6~32

='i ，故电动机转速的可选范围为 min /)4788~1197(min /133)6~3(22r r n i n w d

=?='='

符合这一范围的同步转速有1000r/min 和1500r/min,其中减速器以1500和1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。由《机械课程设计手册》第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表2.1：

表2.1 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响

表2.1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案1，即所选电动机型号为Y132S-4。

2.2 传动比分配

2.2.1总传动比

12.37116.38

1440===

w m a n n i 2.2.2分配传动装置各级传动比

减速器的传动比 i 为12.37,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的21)5.1~1.1(i i =，为了分配均匀取212.1i i =，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比01.41=i ，低速级的传动比08.32=i 。

2.3 运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）：

mm N n P T r n n kW P P m d *?======40

000103.6489550

min /14405.5

1轴（高速轴）：

mm N n P T r n n kW kW P P *?=====?==41

1

10110110611.39550

min /1440 5.44599.05.5η

2轴（中间轴）：

mm N n P T r i n n kW P P *?=====

==42

2

21123212109.139550

min /10.35901

.4144023.5ηη 3轴（低速轴）：

mm N n P T r i n n kW P P *?====

==43

3

32

2

33223101.419550

min /59.11602.5ηη

运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表2.2如下：

表2.2 各轴运动和动力参数

3 主要零部件的设计计算

3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计

3.1.1 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）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。

3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大齿轮材料用45钢，小齿轮材料用40Cr ，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4）选小齿轮的齿数24=z ，大齿轮的齿数为24.962401.42=?=z ，取972=z 。 2． 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 3

2

1

11)][(1.2H E H d Ht t Z Z Z Z u u T K d σβε+Φ≥

(1)确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数3.1=Ht K

2) 由以上计算得小齿轮的转矩mm N T ??=4110611.3

3) 查表及其图选取齿宽系数1=Φd ，材料的弹性影响系数2

1

8.189MPa Z E =，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 7001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限

.0552lim MPa H =σ。 4)计算应力循环次数

9

1110147.4)1030082(114406060?=??????==h jL n N 91

21003.104

.41472

.4?==

=

μ

N N 5) 按接触疲劳寿命系数

29.01=K HN 59.02=K HN

6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

由 []S

N lim σ

σK = 得

[][]MPa

S

MPa

S

HN H HN H 5.2256442lim 22

1

lim 11=K ==K =σ

σσσ

（2） 计算：

1) 带入[]H σ中较小的值，求得小齿轮分度圆直径1t d 的最小值为

08.34)][(1.23

2

1

11=+Φ≥H E H d HT t Z Z Z Z u u T K d σβε

2) 圆周速度： s m n

d t /57.21000

601440

08.4314.31000

601=???=

?=

πν

3) 计算齿宽： mm d b t d 08.3408.3411=?=?Φ= 4) 计算齿宽与齿高比：

模数: mm d m t t 42.14

208.3411==Z =

齿高: mm m h t 195.342.125.225.2=?==

∴

67.10=h

b

5) 计算载荷系数：

根据s m /57.2=ν ,7级精度，查得 动载系数 1.1=K V

对于斜齿轮 2.1;5.1=K =K ααF H

查得使用系数 1=K A 用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置

时，416.1=K βH 由

67.10=h

b

，416.1=K βH 可查得34.1=K βF 故载荷系数 92.2=K K K K =K βαH H V A H 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：

mm d d t H t 63.443

.192

.208.3433

11=?=K K = 7） 计算模数： mm COS COS d m 80.1241463.4411=?=Z ?=。

β

3．按齿根弯曲强度计算：

弯曲强度设计公式为

[]3

121

212???

?

??≥F Sa Fa d Ft nt Y Y z COS Y Y T K m σφββε （1）确定公式内的各计算数值

1) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;5001lim MPa F =σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限

MPa F 3802lim =σ;

2) 查图取弯曲疲劳寿命系数;88.0,85.021==FN FN K K 3) 计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数S=1,得

[][]MPa

S

K MPa S

K F FN F F FN F 86.2381

38088.057.3031

500

85.02

lim 221

lim 11=?===?=

=σσσσ

4) 计算载荷系数K.

17.2==βαF F V A F K K K K K 5) 查取齿形系数.

查表得 18.2;62.221==Fa Fa Y Y 6) 查取应力校正系数. 查表得 83.1;6.121==Sa Sa Y Y 7) 计算大、小齿轮的

[]

F Sa

Fa Y Y σ并加以比较.

[][]017

.0014

.02

2

21

1

1==F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ

大齿轮的数值大. (1)设计计算

mm mm COS m nt 114.1017.024114

778.0681.010611.33.1232

24=???????≥。

实际计算

mm m m Ft F nt n 322.13.117

.2114.133

=?=K K =

取标准的模数，5.1=n m 。分度圆直径mm d 63.441=,算出小齿轮齿数

295

.11463.4411≈?==。

COS m COS d z n β，

大齿轮齿数 3.1162901.42=?=z ，取1172=z .

这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 4. 几何尺寸计算 （1）中心距：

()()mm

COS COS m Z Z a n

2.852111425.111729221=?+=

+=

。

β

将中心距圆整为115mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

()79

.17a

2arcos

21=+=n

m Z Z β

（2） 分度圆直径：

mm COS COS m d mm COS COS m Z d n n 31.18479

.175.111768.4579.175.1292211=?=Z ==?==。

。

ββ

（3）齿轮宽度：

mm d b d 68.451=Φ= 取 mm B 452=,mm B 501=

3.1.2 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）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。

3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿

轮的大齿轮材料用45钢，小齿轮材料用40Cr ，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4）选小齿轮的齿数24=z ，大齿轮的齿数为92.7308.3242=?=z ，取742=z 。 2． 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 3

2

2

22)][(1.H E H d Ht t Z Z Z Z u u T K d σβε+Φ≥

2) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数3.1=t H K

2） 由以上计算得小齿轮的转矩mm N T ??=42109.13

3） 查表及其图选取齿宽系数1=Φd ，材料的弹性影响系数2

1

8.189MPa Z E =，按齿面硬

度的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 7001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限

.0552lim MPa H =σ。 4） 计算应力循环次数

9

211003.1)1030082(110.3596060?=??????==h jL n N 9

1

21033.0?==

μ

N N

5) 按接触疲劳寿命系数

19.01=K HN 0.932=K HN

6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1 由 []S

N lim

σσK =

得[][]MPa

S

MPa S

H HN H H HN H 1.515736lim 22

1

lim 11=K ==K =σ

σσσ

（2） 计算：

1) 带入[]H σ中较小的值，求得小齿轮分度圆直径t d 2的最小值为

mm Z Z Z Z u u T K d H E H d Ht t 446.55)][(1.3

2

2

22=+Φ≥

σβε 2) 圆周速度：

s m n

d t /04.11000

602=?=

πν

3) 计算齿宽： mm d b t d 446.55446.5512=?=?Φ= 4) 计算齿宽与齿高比：

模数: mm d m t t 3.224

55.446

12==Z =

齿高: mm m h t 20.525.2== ∴

67.10=h

b

5) 计算载荷系数：

查得 动载系数 05.1=K V

对于斜齿轮 2.1;42.1=K =K ααF H

查得使用系数 1=K A 用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置

时，420.1=K βH 由67.10=h

b

，420.1=K βH 可查得31.1=K βF

故载荷系数 237.2=K ?K ?K ?K =K βαH H V A H 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：

mm d d t

H H

t 437.663

22=K K = 7） 计算模数： mm COS COS d m 686.22414437.6612=?=Z =。

β

3．按齿根弯曲强度计算：

弯曲强度设计公式为

[]3

221

222???

?

??≥F Sa Fa d Ft nt Y Y z COS Y Y T K m σφββε (2)确定公式内的各计算数值

查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;5001lim MPa F =σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限

MPa F 3802lim =σ;查图取弯曲疲劳寿命系数;88.0,85.021==FN FN K K 计算弯曲疲劳许用

应力.

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得

[][]MPa

S

K MPa

S

K FN F FN F 86.23857.3032lim 22

1

lim 11====σ

σσσ

计算载荷系数K.

12.2==βαF F V A F K K K K K

8) 查取齿形系数.

查表得 .32.2;62.221==Fa Fa Y Y 9) 查取应力校正系数. 查表得 77.1;6.121==Sa Sa Y Y 10)计算大、小齿轮的

[]

F Sa

Fa Y Y σ并加以比较.

[][]017

.0014

.02

2

21

1

1==F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ

大齿轮的数值大. (3)设计计算

[]748.1232

2122=???

?

??≥F Sa

Fa d Ft nt Y Y z COS Y Y T K m σφββε 实际模数

mm m m Ft F nt n 06.23.112

.2748.133

=?=K K = 取标准的模数，5.2=n m 。分度圆直径mm d 437.661=,算出小齿轮齿数

2611=≈=

n

m COS d z β

， 大齿轮齿数 08.802608.32=?=z ，取812=z . 4. 几何尺寸计算 （1）中心距：

()()mm

COS COS m Z Z a n

8.1371425.28126221=?+=

+=

。

β

将中心距圆整为140mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

()8

1.17a

2arcos

21=+=n

m Z Z β

（2） 分度圆直径：

mm COS COS m d mm COS COS m Z d n n 96.21118

.175

.28103.6818

.175

.2262211=?=Z ==?==

。

。

ββ

（3）齿轮宽度：

mm d b d 03.681=Φ= 取 mm B 702= ，mm B 751=

3.2 轴系结构设计

3.2.1 高速轴的轴系结构设计

一、轴的结构尺寸设计

根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分7段,其中第6段为齿轮轴,如图3-1所示:

图3-1 高速轴结构简图

由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为45钢,热处理为调制处理, 材料系数0A 为112。 所以,有该轴的最小轴径为:

m

n P A d 48.3931

1011=≥'

标准化取mm d 85.41%)61(48.3911=+=

其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

表3.1 高速轴结构尺寸设计

3.2.2 中间轴的轴系结构设计

一、轴的结构尺寸设计

根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分5段,其中第2段是齿轮轴，第4段安装齿轮。如图3-2所示:

图3-2 中间轴结构简图

由于结构及工作需要材料均为45钢,热处理为调制处理,取材料系数 1120

=A

所以,有该轴的最小轴径为: 27.40A 02

221=≥'

n P d

因键槽开在中间，其影响不预考虑，标准化取3021=d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

表3.2 中间轴结构尺寸设计

3.2.3 低速轴的轴系结构设计

一、轴的结构尺寸设计

根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共七段,如图3-3所示:

图3-3 低速轴结构简图 考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数 1120=A

所以,有该轴的最小轴径为: 42

33

3031=≥'

n P A d

标准化取2431=d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

表3.3 低速轴结构尺寸设计

二、轴的强度校核

低速轴的受力模型简化及扭矩图

图3-4 低速轴的受力模型简化及扭矩图

强度校核：

()

pa

88

.

14

2

2

1

ca

M

W

T

M

=

+

=

α

δ小于[]Mpa

60

1

=

-

δ，故安全。

三、轴承的寿命校核

鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即14400h. 校核步骤及计算结果见下表: