机械设计减速器设计说明书范本

机械设计减速器设计说明书系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分拟定传动方案 (4)第二部分电机动机的选择传动比的分配 (5)2.1 电动机的选择 (5)2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6)第三部运动和动力分析........................... 第四部分齿轮设计计算.. (13)4.1 高速级齿轮传动的设计计算 (13)4.2 低速级齿轮传动的设计计算..............................第五部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (25)5.1 输入轴的设计 (25)5.2 中间轴的设计 (30)5.3 输出轴的设计 (35)第六部分齿轮的结构设计及键的计算 (41)6.1输入轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)6.2 中间轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)6.3 输出轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)第七部分轴承的选择及校核计算 (42)7.3 输出轴的轴承计算与校核 (43)设计小结 (49)参考文献 (50)第一部分拟定传动方案1.1．初始数据1.工作要求；设计一带式运输机上的传动装置，工作中有轻微振动，经常满载工作，空载启动，单向运转，单班制工作（每天8小时）运输带运输带容许误差为5%。

减速器为小批量生产，使用年限为5年。

2.工况数据：F=2000N D=300mm V=1m/s1.2. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有一定的刚度。

3.确定传动方案：考虑到电机转速较高采用二级直齿圆柱齿轮减速器，。

备选方案方案一：对场地空间有较大要求，操作较为便捷方案二：对场地要求较小，操作不便1.3方案分析方案一的场地空间有着较大要求，操作较为便捷。

方案二对场地要求较小，但操作不便。

由设计要求可知场地不收限制，故选择方案一。

第二部分 电动机的选择及传动比的分配2.1电机的选择1.带轮的转速：min /r 66.63100060n w =⨯⨯=DVπ2.工作机的功率kw 21000120001000w =⨯=⨯=V F P3. 计算传动装置总效率891.097.099.0993.0242242=⨯⨯=⨯⨯=齿轴联总ηηηη电机功率：kw 2.2891.0kw2===ηWP P 4.电机的选择查电机类型适用Y 型电机，同步转速为1000/min ，满载转速为940r/min ，功率为2.2kw 的电机型号为Y112M-6.2.2传动比的分配1.总传动比的计算:15.7min/63.66r r/min1000n n i w ===电总 2.传动比的分配结合课程设计指导书推荐公式：总）（i 1.5~1.3i 1=，此处取1.4计算，可算得3.35i4.69i 21==，，符合齿轮单级传动比6~3的规定。

第三部分 运动及动力分析经计算可得各轴的速度与受力：第四部分 齿轮传动的设计4.1 高速级齿轮传动的设计计算1.齿面接触疲劳强度计算初选齿数：小齿轮数z1=19大齿数z2=19×3.35=63.65取64 压力角α = 20°初选螺旋角β=14°按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数K Ht =1.3 计算小齿轮传递的转矩T 1 =20.65N ·m选取齿宽系数φd = 1;由图查取区域系数Z H =2.433;传动比u=2.433切向压力角αt=arctan(tan αn /cos β)=arctan(tan20°/cos140°)=20.562° αa1 = arccos[z 1cos α/(z 1+2h a *)] = arccos[19×cos 20.562°/(19+2×1×cos14°)]= 31.84°αa2 = arccos[z 2cos α/(z 2+2h a *)] = arccos[64×cos 20.562°/(64+2×1×cos14°)]= 24.668°端面重合度εα = [z 1(tan αa1-tan α)+z 2(tan αa2-tan α)]/2π=1.60069 切面重合度εβ=φd Z1tan β/π=1.5079 重合度系数Z ε =αββαεεεε+）（-13-4=0.732;Z β=985.014cos cos =︒=β 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1 = 600 MPa 、σHlim2 = 550 MPa查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 1.03、K HN2 = 1.1小齿轮应力循环次数N 1= 60nkt h =60×1000×1×300×5×8=7.2×108 大齿轮应力循环次数N 2 =N 1/u =7.2×108/3.35=2.149×108[σH ]1 = K HN1σ Hlim1S =618MPa;[σH ]2 = K HN2σ Hlim2S =605MPa取[σH ]1和[σH ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [σH ] = [σH ]2 =605Mpa 试算小齿轮分度圆直径d1t≥ 32K Ht T 1ψ d ×u±1u ×⎝ ⎛⎭⎪⎪⎫Z H Z E Zε[σ H ]2=32605985.0732.08.189433.235.3135.3165.203.12）（⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=59.55mm调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v =πd 1t n 160×1000=3.118m/s;齿宽b = φ d d1t =59.55mm计算实际载荷系数K H由表查得使用系数K A =1.25;根据v=3.118m/s;7级精度 由图查得动载系数K V =1.12齿轮的圆周力F t1 = 2T 1/d 1t =693.53N ；K A F t1/b =1.25×693.53/59.55=14.56 查表得齿间载荷分配系数K H α =1.4；K H β =1.42 K H = K A K V K H αK H β =1.25×1.12×1.4×1.42=2.783 可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d 1 = d 1t3K HK Ht=59.55×33.1783.2=76.749mm及相应的齿轮模数m α = d 1cos β/z 1 =3.919mm 2.齿面弯曲疲劳应力校核按齿轮弯曲疲劳强度设计K Ft =1.3；βb =arctan(tan βcos αt )=13.14° εαv =εα/cos 2βb =1.688;Y=0.25+0.75/εαv =0.694 Y β=1-εβ︒120β=0.824;Y ε=0.25+0.75/εα=0.07185由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数Y Fa1 =2.84 Y Fa2 =2.25 Y Sa1 =1.55 Y Sa2 =1.76 计算][Y sa a F Y F σZ v1=z1/cos 3β=20.8同理Z v2=70.06查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1 = 500 MPa 、σFlim2 = 380 MPa K FN1=0.85;K FN2=0.88取安全系数S=1.4，得[σF ]1 = K FN1σFlim1S = 303.57 MPa[σF ]2 = K FN2σFlim2S=238.86MPa][Y sa1a1F Y F σ=0.0145;][Y sa2a2F Y F σ=0.0166取][Y saa F Y F σ=0.0166 试算模数m t mm Y K F F 21.1F][Y z Y T 23saa 1d 1t 2=•≥σφε计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v =πd 1t n 260×1000=1.204m/s;d1=m 1z 1=22.99mm齿宽b = φ d d1t =22.99mm宽高比h=(2ha*+c*)m t =2.7225;b/h=22.99/2.7225=8.44计算实际载荷系数K F 根据v=1.204m/s 7级精度查表Kv=1.08 由F t1=2T1/d1=2×20.65/22.99=1.796×103NK A F t1/b=1.25×1.796×103/22.99=97.65N/mm ﹤100N/mm 查表得K F α=1.4由差值法K H β=1.372结合b/h=8.44查表得K F β=1.26；K F = K A K v K F αK F β =1.25×1.08×1.4×1.26=2.381 按实际载荷算得齿轮模数m=mm K K Ft F 638.13.1381.221.1m t =⨯= 取标准值m=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=76.749mm算得小齿轮齿数z1=d1cos β/m=37.23取z1=37则z2=uz1=3.35×37.23=123.95取z2=124z1和z2互质 新传动比i=z2/z1=3.351 3.几何尺寸计算计算中心距a = (d 1+d 2)/2 =165.925mm 中心距圆整为165mm 修正后螺旋角β=arccos︒=+64.122)21(amz z 大小齿轮分度圆半径d1=mm m z 84.75cos 1=β;d2=mm mz 16.254cos 2=β齿宽b=φd d1=75.84mm 取b2=76mm;b1=80mm 调整后强度校核4.齿面接触疲劳强度校核Ft 1=2T1/d1=516.25N;K A F t1/b=1.25×516.25/80=8.066<100 查10-3表K H α=1.39；K H =K A K V K H αK H β=2.76T1=20.65N ·m;Φd=1;d1=75.84mm;u=3.351;Z H =2.45;ZE=189.8MPa 21Z ε=0.64;Z β=0.99 σH =MPa Z Z Z Z uu d T K E H H 6.17111d 123=•+•βεφ<[σH ] 齿根弯曲疲劳校核K F =2.4;T1=20.65N ·m;Y Fa1=2.81;Y Fa2=1.74;Y sa1=1.50 Y sa2=2.22;Y ε=0.715;Y β=0.82;β=12.64°;Φd=1;m=2mm;z1=37 σF1 = 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23 =21.29MPa ≤ [σF ]1σF2 = 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23=11.26MPa ≤ [σF ]2压力角α=20°;螺旋角β=12.64°变位系数x1=x2=0;中心距a=165mm;齿宽b1=65mm;b2=60mm小齿轮选用40Cr(调制),大齿轮选用45钢(调制),7级精度5.齿轮参数总结和计算6.2 低速级齿轮传动的设计计算1.初选数据斜齿圆柱齿轮传动,压力角α=20°选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS初选小齿轮齿数z1=20大齿轮z2=93;u=4.65初选β=14°2.齿面接触疲劳强度计算按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数K Ht =1.2;选取齿宽系数φd = 1;由图查取区域系数Z H =2.433切向压力角αt=arctan(tan αn /cos β)=20.562° αa1 = arccos[z 1cos α/(z 1+2h a *)] =31.408° αa2 = arccos[z 2cos α/(z 2+2h a *)] =23.486°端面重合度εα = [z 1(tan αa1-tan α)+z 2(tan αa2-tan α)]/2π=1.629 切面重合度εβ=φd Z1tan β/π=1.587;重合度系数Z ε =αββαεεεε+）（-13-4=0.714 Z β=βcos =0.985;T1=66.41×103N·mm 查表得材料影响系数Z E =189.8Mpa 21查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1 = 600 MPa 、σHlim2 = 550 MPa 查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 1.13、K HN2 = 1.18 小齿轮应力循环次数N 1= 60nkt h =2.15×108 大齿轮应力循环次数N 2 =N 1/u =4.6×107[σH ]1 = K HN1σ Hlim1S =452MPa;[σH ]2 = K HN2σ Hlim2S=432.68Mpa取[σH ]1和[σH ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH ]=432.68MPa 试算小齿轮分度圆直径d1t≥ 32KHt T 1ψ d ×u±1u ×⎝ ⎛⎭⎪⎪⎫Z H Z E Zε[σ H ]2= 47.81mm 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v =πd 1t n160×1000=0.747m/s;齿宽b = φ d d1t =47.81mm计算实际载荷系数K H由表查得使用系数K A =1.25;根据v=0.747m/s;7级精度 由图查得动载系数K V =1.03齿轮的圆周力F t1 = 2T 1/d 1t =2.79×103;K A F t1/b =72.94<100N·m 查表得齿间载荷分配系数K H α =1.4；K H β =1.511K H = K A K V K H αK H β =2.724可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d 1 = d 1t3K HK Ht=62.83mm 及相应的齿轮模数m α = d 1cos β/z 1 =3.05mm 3.按齿轮弯曲疲劳强度设计4.K Ft =1.2；βb =arctan(tan βcos αt )=13.14° εαv =εα/cos 2βb =1.718;Y=0.25+0.75/εαv =0.687 Y β=1-εβ︒120β=0.815;Y β=1-εβ︒120β=0.815由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数Y Fa1 =2.75;Y Fa2 =2.157 Y Sa1 =1.57;Y Sa2 =1.81 计算][Y saa F Y F σ Z v1=z1/cos 3β=21.89同理Z v2=101.81查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1 = 500 MPa 、σFlim2 = 380 MPa K FN1=0.83;K FN2=0.95取安全系数S=1.4，得[σF ]1 = K FN1σFlim1S = 310MPa[σF ]2 = K FN2σFlim2S=240.67MPa][Y sa1a1F Y F σ=0.0139;][Y sa2a2F Y F σ=0.0162取][Y saa F Y F σ=0.0139 试算模数m t mm Y K F F 429.1F][Y z Y T 23saa 1d 1t 2=•≥σφε计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v =πd 1t n 260×1000=0.46m/s;d1=m 1z 1=29.45mm齿宽b = φ d d1t =29.45mm宽高比h=(2ha*+c*)m t =3.125mm;b/h=9.16计算实际载荷系数K F 根据v=0.46m/s;7级精度查表Kv=1.02 由F t1=2T1/d1=4.51×103;K A F t1/b=183.769N/mm>100N/mm 查表得K F α=1.2;查表得K H β=1.51结合b/h=9.16由差值法K H β=1.4 K F = K A K v K F αK F β =2.056 按实际载荷算得齿轮模数m=71.1m t=FtFK K 取标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=62.83mm 算得小齿轮齿数z1=d1cos β/m=30.48取z1=31 则z2=uz1=146;d2=292mm 4.几何尺寸计算计算中心距a = (d 1+d 2)/2 =182.419mm 取180mm 修正后螺旋角β=arccos︒=+475.102)21(amz z 大小齿轮分度圆半径d1=mm m z 63cos 1=β;d2=mm mz 95.296cos 2=β齿宽b=φd d1=63.05mm 取b2=60;b1=65 调整后强度校核 齿面接触疲劳强度校核 K H =K A K V K H αK H β=2.587T1=6.41×103N ·m;d1=65mm;u=4.709;Z H =2.46;ZE=189.8MPa 21Z ε=0.657;Z β=0.992σH =MPa Z Z Z Z uu d T K E H H 47.36511d 123=•+•βεφ<[σH ] 齿根弯曲疲劳校核K F =2.2;T1=66.41×103N·mm ;Y Fa1=2.52;Y Fa2=2.157 Y sa1=1.64;Y sa2=1.83;Y ε=0.689;Y β=0.82 σF1 = 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23 =137.64MPa ≤ [σF ]1σF2 = 2K F T 2Y Fa Y Sa Yεφ d m 3n z 23 =76MPa ≤ [σF ]25.主要设计结论齿数z 3 = 31、z 4 =143 ，模数m = 2mm ，压力角α = 20°，中心距a = 187.5 mm ，齿宽b 3 = 60 mm 、b 4 = 65mm 。