1、級圓柱齒輪減速器說明書院 系：姓 名：學 號：專業班級：2012-6-2目錄設計任務書1摘要2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算 4二、傳動零彳設計計算 7三、軸的設計計算及校核 16四、箱體的設計及說明 21五、鍵的選擇與校核 22六、滾動軸承白向選擇及壽命24七、連軸器的選擇25八、潤滑劑及潤滑方式的選擇和密封26九、設計小結26十、參考文獻27機械設計課程設計任務書題目：二級圓柱齒輪減速器一、傳動簡圖圖示： 1、 V 帶傳動， 2、電動機，3、二級減速器，4、聯軸器， 5、輸送帶，6 、卷筒。二、原始數據：輸送帶工作轉矩T=900 N - m,滾簡直徑D=380 mm, 輸送帶

2、工作速度V= m/s 。三、工作條件：兩班制工作，連續單向運轉，工作時有輕微振動，室內工作。四、使用年限：大修期5 年。每年工作300 天，使用期限15 年。五、輸送帶速度要求 ：允許誤差±5%，設計計算時不考慮帶的彈性滑動率。六、設計工作量1、減速器裝配圖 1 張（ A3）。2、零件圖 1 張（A4）。3、設計說明書1 份。七、說明 ：各設計小組任選一組原始數據即可。摘要齒輪傳動是現代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優點是：瞬時傳動比恒定、工作平穩、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力；適用的功率和速度范圍廣；傳動效率高，刀=;工作可靠、使用壽命長；外輪廊尺寸小、

3、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減數器，用于原動機和工作機或執行機構之間匹配轉速和傳遞矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。而齒輪傳動方案擬定：選用了 V帶傳動方案和閉式齒輪傳動方案。V帶傳動布置高于高速級，能發揮它的傳動平穩、緩沖吸振和過載保護的優點。V 帶傳動的特點：是主、從動輪的軸間距范圍大。工作平穩，噪聲小。能緩和沖擊，吸收報動。摩擦型帶傳動有過載保護作用。結構簡單、成本低、安裝方便但外形輪廓較大。摩擦型帶有滑動，不能用于分度系統。由于帶的摩擦起電，不宜用于易燃易爆的場合。軸壓力大，帶的壽命較短。不同的帶型和材料適用的功率、帶速、傳動比及壽命范圍各不相同。在國內的減速器多以齒輪

4、動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并以生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十年來，由于近代計算機技術與數控技術的發展，使得機械加工精度加工效率大大提高，從推動了機械傳

5、動產品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。關鍵詞：二級減速器齒輪 軸 軸承 鍵 聯軸器 箱體 V 帶傳動一、 電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算選擇電動機的容量1.1.1 電動機的類型：選才¥ Y系列電動機為全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380M60 1000 1.3 65.37 r/min3801.1.2 確定卷筒轉速：60 1000vnw = 1.1.3 選擇電動機容量：選擇電動機所需功率PwPd=-選擇電動機時應保證電動機的額定功率Ped略大于工作機所需的電動機的功率Pd工作機所需功率為傳動裝置總效率：即可，即Rd兄

6、Pw=1n KW = 900 65.37 6.16KW95509550421? 2 ? 34? 51V帶傳動效率：每對滾動軸承的傳動效率:一閉式齒輪的傳動效率：一聯軸器的傳動效率： 一傳動卷筒的傳動效率:帶入得1? 24? 32 4? 5 =0.96 0.994 0.972 0.99 0.96 0.825Pd=-Pw =-6.16- 7.47KW0.825通常取V帶傳動比常用范圍i1 24,二級圓柱齒輪減速器i2=840,則總傳動 比的范圍為i=16160o所以電動機轉速的可選范圍是：nd=i nw16 160 65.37 1046 10459 r/min符合這一范圍的同步轉速有1500, 3

7、000根據電動機所需功率和轉速手冊有兩種適用的電動機型號，因此有兩種傳動比 方案如下：方 案電動機型 號額定功率Ped/kw電動機轉速（r/min ）電動機 質量m/kg參考 價格/ 元總傳動 比同步轉 速滿載轉 速1Y132S2-23000292045104694. 542Y132M-4150014404991847. 11方案1電動機重量輕，價格不便宜，傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結構不緊湊，所以不可取，考慮到電動機的重量和價格等因素，則應該選擇方案2,即選定電動機型號為Y132M-4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：ia nm空0 22.03nw 65.37分配

8、傳動比：取i帶2.5則減速器的傳動比i為：i=k 空空 8.8110 2.5取二級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比iiJ1.4 8.81 3.51則低速極的傳動比i2上幽2.5111 3.51計算傳動裝置的運動和動力參數：將傳動裝置各軸由高速軸到低速軸依次編號，定為 0軸（電動機軸）、1軸（高速軸）、 2軸（中間軸）、3軸（低速軸）、4軸（滾筒軸）；相鄰兩軸間的傳動比表示為i01、i12、i23、i34 ；相鄰兩軸間的傳動效率01、12、23、34；各軸的轉速為5、n2、n3 n4 ;各軸輸入轉矩為 工T2 T3 丁4則各軸的運動和動力參數為：0 軸（電機軸）P0Pd 7.47 KW1 軸（高

9、速軸）p1p0 01p0 1 7.47 0.96 7.17KW2 軸（中間軸）p2 pi 12 pi 23 7.17 0.99 0.97 6.81KW3 軸（低速軸）p3p223p22 36.81 0.99 0.976.54KW4 軸（滾筒軸）p4p334p32 46.54 0.99 0.996.41Kw運動和動力參數如下表:軸名功率P/Kw轉矩t/ (Nm轉 速n/(r/mi)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動 機軸14401軸5762軸3軸14軸二、傳動零件的設計計算設計v帶和帶輪2.1.1 設計v帶：(1)(P=,n=1440r/min)查得工作情況系數 KA= Pca= KAP 1,1

10、7.5kW 8.25kW。根據Pca= kw, nm =1440r/ min,由課本157頁圖8-11 ,選擇A型普通V帶，取dd1 140mmdd2 id d1 2.5 140mm 350mm。(2)驗算帶速：v dd1n1-140 1440 10.55m/s 25m/s60 100060 1000帶速在525m/s范圍內合適(3)取V帶基準長度Ld和中心距a：1 )根據(dd1 dd2) a0 2 (dd1 dd2)得 346.5 a0 990初步選取中心距a0=5002)計算帶所需的基準長度=1800.26mm查課本146頁表8-2取Ld 1600,由課本158頁式8-23計算實際中心距

11、：Ld Ld'1800 1800.26a=a0d-500 499.87mm22(4)驗算小帶輪包角：主動輪上的包角合適。(5)計算V帶根數Z:由課本158頁式8-26得Z=Pca(P0P0)K Ll由 n°=1440/ min , ddi =140mm i =,查表 8-4a 和表 8-4b根據差值法計算Po 2.27kW , p° 0.170.931.01 k查表8-2結合差值法得： kL貝U Z=(2.278.250.17) 0.93 1.013.6取Z=4根。（6）求作用在帶輪軸上的預緊力Fo由課本149頁表8-3得A型帶單位長度質量q=0.1kg/m 由式8

12、-27得V帶的預緊力：（7）計算作用在軸上的壓軸力：齒輪的結構設計及計算2.2.1 高速級齒輪設計2.2.1.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數：1）按題目傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不變，所以選用7級精度3）材料選擇由表10-1選擇大、小齒輪的材料為40Cr并經過調質和表面淬火，齒面硬度為 4855HRC4）選小齒輪齒數為z1 =24,則z2=iz 1= = M z2 =852.2.1.2 按齒面接觸強度設計：ktMu 1）（Ze）21t 32dU H 2（1）確定公式內的各計算數值1）計算小齒輪的傳遞的轉距2）試選載荷系數kt =3）因為大、小齒面均為硬齒

13、面，故宜選取稍小的齒寬系數，現取 d=114）由（課本201頁表10-6）查得材料的彈性影響系數 Ze=35)由計算齒數比u=i1 =6)計算應力循環次數由課本210頁10-21e查得H liml600 Hlim2 550MPaN1=60nlJLh =30010= 8N2= N1/=8由表10-19查得接觸疲勞壽命系數KHN1 = K HN210)=2.323.51600.25 mm=63.65 mm計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%安全系數S=1則H 1 = K NH1 Hlim1 = Mpa =612 Mpa SK NH2 H lim 2 _H 2"=S則接觸應力 H612 5

14、88.5一 600.25Mpa計算：計算小齒輪的分度圓直徑d1t由公式帶入得2KtT1 u 1Zed u °"h3 1.3 118.88 103 3.51 1 189.8 2計算圓周速度v=冗 dtn1冗 63.65 576 .=1.92m/s60 100060 1000計算齒輪寬bb=小 dd1t=63.65mmdt 63.65m= = mm =2.652mmZi24h=x 2.652mm=5.967mm b/h=計算載荷系數K已知有輕微沖擊，查（課本表 10-2）取KA=根據v=1.92m/s,7級精度，由（課本圖108）查得動載系數Kv=;由（課本表104）查得Kh的

15、計算公式和直齒輪的相同，故KH =由（課本表1013）查得KF =由（課本表103）查得K h K f =1故載荷系數K KAKVKH KH = X X 1X = A V H H按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑d二d1t、K/Kt =63.65 .1.883/1.3mm=dJL72.02 =mm=3mmmn計算模數mn242.2.1.3按齒根彎曲強度設計:3 2KTi YFaYSa1）確定計算參數(1) KKaKvKfKF =X X 1X =KFN1 =KFN 2 =（2）查取齒型系數由表105查得YFa產；YFa2 =（3）查取應力校正系數由表 105 查得 Ysr=； YSa2 二(4

16、)計算Ffei =500MpaFE2=380MPa(5)KF 1 =FN1 FE1 0.85 500f2 = K1.4FN2 FE2_0.88 380計算大、小齒輪的1.4YaYSa并加以比較一YFa1YSa1 =2.65 1.58 = 。1303.57YFa2YSa2 =2.21 1.775 F 2238.86齒輪的數值大。1)設計計算3 2 1.883 118.88 10321 2420.01642 =b=dd1 =1 x 72=72mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 mn大于由齒根彎曲疲 勞強度計算法面模數，取mn=3mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸 疲勞強度，需

17、按接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑 d1 72.02mn*計算應有的 齒 數，于是由Z1 支=24 則Z2=ux Z1 = X24=M 85 mn2.2.1.4幾何尺寸計算：23 77 2 =103.06mm2cos141）計算中心距a Z1 Z2 mn 2cos0a圓整后取a=103mm2）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =z1mn =24x 3=72mmd2 =z2mn =85X 3=255mm3）計算齒輪寬度圓整后取 B2=72mm B1 =77mm2.2.2低速級齒輪設計2.2.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數：1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)材料及熱處理；選擇大，小齒輪材料為 4

18、0Cr (調質)，硬度為280HBs精度等級 選用7級精度；3)試選小齒輪齒數Zi=24, u=,大齒輪齒數Z2 = ;2.2.2.2 按齒面接觸強度計設：32按下式試算，即 dit > JKT2 u 1工、小d U 01)確定公式內的各計算數值(1)試選Kt =(2)選取尺寬系數小d=1(3)由課本圖1030查得材料的彈性影響系數Ze=2(4)由課本圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim1= 600 MpaHm2 =550Mpa計算應力循環次數N1=60njLh=60 164.(6)查表得接觸疲勞壽命系數 KHN1 = K HN2 =計算接觸疲勞許用應力取失效概率

19、為1%e全系數s=i則K NH1 HLIM 1SMpa =654 MpaK NH2 HLIM 2S則接觸應力h ( H1 h2)/2 =2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t2Ze_ _3 _ 2解 396.32 10 沮 0 mm=94.32mm2.51 637.75(2)計算圓周速度7tdit n1 冗v=-60 100094.32 164.1660 1000=0.81m/s(3)計算齒寬b=小 dd1t=94.32mm(4)計算模數mntd1t 60.73 ,mnt = 1 =3.93mmZ124h=mnt =x 3.93mm=8.8425mm94.32b/h=8.8425(5)計算載

20、荷系數K根據v=0.81m/s,7級精度，由課本圖10-8查得動載系數K=;使用系數Ka二；由課本表104用插值法差得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時,Khb =由課本表10-3查得Kh KF 1 8級精度故載荷系數K=KAKVKH KF = X X 1 X =另由課本198頁圖10-13得KF(6)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式(10-10a)得1=d1t , K/Kt =94.32.1.836/1.3 mm=105.82mm(7)計算模數mnmn di=105.82=4m Zi242.2.2.3 按齒根彎曲強度設計：由式(10-5)mn工?n k2與1)確定計算參數(1)計

21、算載荷系數KK=KAKVKF Kf = X X 1 X =由課本表10-5查得YFai=； YFa2 =(2)查取應力校正系數由表10-5查得工幻=；Ysa2 =F尸 Kfn1 FE1 =303.57 Mpa Sf2 = Kfn2 FE2 = 238.864MPa S計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=，由式10-12得計算大、小 齒輪的YaYa并加以比較b fYFa1YSa1 _2.65 1.58303.57YFa2YSa2 _2.21 1.77bF 2238.86小齒輪的數值大。2)設計計算mn0.01638 =3 2 1.712 396.32 10001 242M mn =4d2

22、=3802.2.2.4 幾何尺寸計算：(1)計算中心距a=(108+308)/2=208mm將中心距圓整為208mm(2)計算齒輪寬度b= dd1 1 108=108mm圓整后取 B2=108mm, B=113mm三、軸的設計計算及校核低速軸3.1.1 初步確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3,取Ao=112,于是得4 A 3口 3/ 6.01d> A。1一 = 112Mmm=°n 66.8573.1.2 求作用在齒輪上的受力：-3Ft=2TL 2 955.29 107492.47Nd32553.1.3軸的結構設計3.1.3.1 擬定軸上零件的裝配方

23、案：1 .輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d1 (如上圖)，為了使所選的軸直徑d1與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩Tca KaT3,查表14-1 ,考慮到轉矩變化很小，故取 Ka ,則% 1.5 955.29N m 1432.94N m ca2 .按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件， 查標準GB/T5014-1985或手冊, 選用HL5型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 2000N m 0半聯軸器與軸配合的 轂孔長度L1 =107mm軸孔直徑為55,故1段L1為107mm,D偽55mm3 .密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采取粘

24、圈油封）故D2取為62mm由箱體結構和軸承段、端蓋裝配關系等確定，L2為64mm.4 . 滾動軸承處段，D3取為65mm軸承型號為6013, dXDX B=65mm（ 100mrK 18mm 由滾動軸承，檔油環及裝配關系等確定，L3為15mm5 .過渡軸段，考慮檔油環的軸向定位，故取 D4為72mm由裝配關系，箱體結構 等確定該段的L4為74mm6 .軸環，根據齒輪的軸向定位要求取 D5為108mm L5按照要求取為12mm7 .低速級大齒輪軸段，按與齒輪的裝配關系定 D6為72mm L6為105mm。8 .滾動軸承段同3相同，D7為65mm L7為46mm3.1.4求軸上的載荷:載荷水平向H

25、垂直面V支反力FFNH = ,F NH2=FNV1=,F NV2=彎矩M總彎矩扭矩T彎矩圖如上圖所示3.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度3.1.5.1 判斷危險截面：由于截面6處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷齒輪處為危險截面根據式課本15-5及上表中的數值，并取 =1,軸的計算應力查得鋼材料45調質的 p =60,軸上鍵選用bX hX 1=20 X 12X90中間軸3.2.1初步確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3,取4=110,于是得"P3: 6.26d> AoJ = 120Jmm=39.761mmn1 172.09選擇最小直徑為45mm采用深溝

26、球軸承，型號 6008 d D T 45mm 85mm 20.75mm采用兩個平鍵，b h L 16mm 10mm 56mm高速軸3.3.1初步確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3,取A0=112,于是得d> A0 J = 112 /7.17 25.96mmmm.n : 576選擇最小直徑為30mm采用深溝球軸承，型號 30206 d D T 30mm 62mm 17.25mm采用一個圓頭普通平鍵 b h L 10mm 8mm 40mm四、箱體的設計及說明名稱符號計算公式結果箱座厚度8箱蓋厚度8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺旬直徑M2

27、0地腳螺查手冊4釘數目軸承旁M16聯結螺栓直徑蓋與座d2=()dfM12聯結螺栓直徑視孔蓋d4=()dfM8螺釘直徑定位銷d=()d2M10直徑df , di,查手冊表11-226d2至外箱20壁的距離16d f , d 2查手冊表11-224至凸緣邊緣16距離外箱壁l產C1+C2+ (510)55至軸承端面距離大齒輪 頂圓與內箱 壁距離1>10齒輪端面與內箱壁距離2 >10箱蓋，箱座肋厚軸承端蓋外徑D2D+ （5 ）d380 （1 軸）85 （2 軸）125（ 3 軸）軸承旁 聯結螺栓距 離101. （ 1軸）107（ 2 軸）148（ 3 軸）五、鍵的選擇與校核低速軸鍵校核：鍵

28、采用圓頭普通平鍵5.1.1 與齒輪聯接處的鍵為：查表得6-2查得許用應力 p =100120Mpa取其中間值 p =110Mpa鍵工作長度l L b 56 22 70mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K 0.5h 0.5 12mm 6mm2T 103kld2 858.48 1037 34 75Mpa96.18Mpa p 110Mpa故合格5.1.2 與聯軸器聯接處鍵為鍵:Cb h L 12mm 8mm 100mm查表得6-2查得許用應力p =100120Mpa取其中間值p =110Mpa鍵工作長度l L b 100 12 88mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K 0.5h 0.5 8mm 4mm 33

29、得 p 2T 102 858.48 10 Mpa 72.26Mpa p 110Mpap kld 4.5 96 55p故合格中間軸鍵校核：兩鍵均采用圓頭普通平鍵5.2.1 與寬齒輪聯接處鍵為：查表得6-2查得許用應力p =100120Mpa取其中間值p =110Mpa鍵工作長度l L b56 16 40mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K 0.5h 0.5 10mm 5mm故合格5.2.2 與細齒輪聯接處鍵為：查表得6-2查得許用應力 p =100120Mpa取其中間值 p =110Mpa鍵工作長度l L b 36 16 20mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K 0.5h 0.5 10mm 5mm2T 1

30、032 347.39 1 03p kld5 20 60Mpa 62.31Mpa p 110Mpa故合格高速軸鍵校核:采用圓頭普通平鍵5.3.1選取的鍵為:查表得6-2查得許用應力p =100120Mpa 取其中間值 p =110Mpa鍵工作長度l LK 0.5h 0.5 8mmb 40 10 30mm , 鍵與輪轂鍵槽的接觸高 4mm2T 103kld2 108.10 1034 30 30Mpa 60.06Mpa p110Mpa故合格六、滾動軸承的選擇及壽命低速軸軸承6.1.1 求比值：根據表13-5和(GB/T297-94)查得30214型圓錐滾子軸承e值為，故此時Fa a 一 eFr6.1

31、.2 初步計算當量載荷P:根課本據式(13-8)P= fp(XFr YFa)按照表13-6, fp ，取fp p p按照表 13-5 和(GB/T297-94) X= Y=WJ P= (0.4 1324.56 1.4 845.23)N =6.1.3 由設計手冊查得軸承基本額定動載荷：Cr=132KN6.1.4 軸承壽命的校核：壽命合格七、連軸器的選擇由于彈性柱銷聯軸器結構簡單，制造容易，裝拆方便等優點首先考慮此聯軸器 聯軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為Ka 1.3,計算轉矩為 Tca 1.3 858.48N m 1116.0N m ca查手冊選用HL4型彈性柱銷聯軸器其主要參數如下：材料 HT200公稱轉矩Tn 2000N m軸孔直徑 d1 55mm半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=107mm.八、潤滑劑及潤滑方式的選擇和密封齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為30mm。滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為 3 所以采用脂潤滑。潤滑油的選擇考慮到該裝置用于小型設備，選用全消耗系統用油L-AN15潤滑油。密封方法的選取在軸和軸承配合處內端鑲入擋油環，軸承用脂潤滑確定擋油環的