二级展开式圆柱齿轮减速器设计计算说明书Word文档格式.doc
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运输带工作拉力F/
1500
2200
2300
2500
2600
2800
3300
4000
4500
4800
运输带工作速度v/（m/s）
1.1
1.4
1.2
1.6
1.8
1.25
卷筒直径D/mm
220
240
300
400
350
500
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）使用折旧期：
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为±
5%；
6）制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量生产。
二.设计要求
1.完成减速器装配图一张。
2.绘制轴、齿轮零件图各一张。
3.编写设计计算说明书一份。
三.设计步骤
1.传动装置总体设计方案
本组设计数据：
第2组数据：
运送带工作拉力F/N2200N。
运输带工作速度v/（m/s）1.1m/s。
卷筒直径D/mm240mm。
1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。
2）方案简图如下图
3）该方案的优缺点：
二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性,制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点,在工业上得到广泛应用。
2、电动机的选择
1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。
2）选择电动机的功率
取为工作机卷筒传动的效率
工作机的所需功率为：
从电动机到工作机传送带间的总效率为：
由《机械设计课程设计手册》表1-5可知：
：
滚动轴承效率0.99（球轴承（稀油润滑））
：
齿轮传动效率0.98（7级精度一般齿轮传动）
联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）
所以工作机实际需要的电动机输出功率为：
考虑储备功率取
3）选择电动机转速
按手册表14-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动范围为3~5，则二级展开式圆柱齿轮减速器传动比
而工作机卷筒轴的转速为
所以电动机转速的可选范围为
符合这一范围的同步转速有1000、1500两种。
这里选择这两种电机进行比较，其主要性能如下表：
方案
电动机型号
额定功率（kW）
电动机转速（r/min）
电动机质量（kg）
价格因素
同步
满载
参考比价
Y132S-6
3
1000
960
63
3.09
Y100L2-4
1430
38
1.87
3.计算传动装置的总传动比并分配传动比
1）.总传动比为
2）.分配传动比
其中：
为高速级传动比，为低速级传动比，且展开式二级圆柱齿轮减速器
考虑润滑条件等因素，取=1.334初定
4.计算传动装置的运动和动力参数
该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴
1）.各轴的转速
I轴
II轴
III轴
卷筒轴
2）.各轴的输入功率
I轴
II轴
III轴
卷筒轴
3）.各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩为
I轴
II轴
卷筒轴
将上述计算结果汇总与下表，以备查用。
轴名
功率P（kw）
转矩T/（N·
mm）
转速n/（r/min）
传动比
I轴
2.651
17.706
4.571
II轴
2.572
78.514
312.842
3.574
III轴
2.495
272.209
87.533
卷筒轴
2.470
269.487
4）.验证带速
5.齿轮的设计
①.高速级大小齿轮的设计
1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。
（2）带式运输机为一般工作机器，速度不高，故参考《机械设计》表10-6选用7级精度。
（3）材料选择。
由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为,40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（4）选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取。
2）按齿面接触疲劳强度设计
（1）由下式算小齿轮分度圆直径，即
1>
确定公式内的各计算数值
Ⅰ.试选。
Ⅱ.计算小齿轮传递的转矩
Ⅲ.由课本表10-7选取齿宽系数
Ⅳ.由课本图10-20查得区域系数
Ⅴ.由课本表10-5查得材料的弹性影响系数
Ⅵ.计算接触疲劳强度用重合度系数
Ⅶ.计算接触疲劳许用应力
由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为、
由课本式（10-15）计算应力循环次数：
由课本图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，由课本式（10-14）得
取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
2>
.试算小齿轮分度圆直径
（2）调整小齿轮分度圆直径
.计算实际载荷系数前的数据准备
Ⅰ.圆周速度。
Ⅱ.齿宽。
.计算实际载荷系数
Ⅰ.由课本表10-2查得使用系数
Ⅱ.根据，7级精度，由课本图10-8查得动载系数；
Ⅲ.齿轮的圆周力
查课本表10-3得齿间载荷分配系数
Ⅳ.由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分步时，得齿向载荷分布系数
由此，得到实际载荷系数：
（3）.由课本式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
及相应的齿轮模数
3）按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）.由课本式（10-7）试算模数，即
.确定公式中的各参数值
Ⅰ.试选
Ⅱ.由课本式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数
Ⅲ.计算
由课本图10-17查得齿形系数、
由课本图10-18查得应力修正系数、
由课本图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、
由课本图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
因为大齿轮的大于小齿轮，所以取
.试算模数
（2）调整齿轮模数
Ⅰ.圆周速度
Ⅱ.齿宽
Ⅲ.宽高比
Ⅰ.根据，7级精度，由课本图10-8查得动载荷
Ⅱ.由，
，查课本表10-3得齿间载荷分配系数
Ⅲ.由课本表10-4用插值法查得，结合查课本图10-13，
得。
则载荷系数为
3>
.由课本式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度决定的承载能力，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，可取弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。
取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4）几何尺寸计算
1>
.计算分度圆直径
2>
.计算中心距
3>
.计算齿轮宽度
取
5）圆整中心距后的强度校核
.计算变位系数
取
.齿面接触疲劳强度校核
.齿根弯曲疲劳强度校核
6）主要设计结论:
参数
齿数z
模数m/mm
压力角α/°
变位系数x
中心距a/mm
齿宽b/mm
小齿轮
25
1.5
20
0.500
105
45
大齿轮
113
0.552
37.5
小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
齿轮按7级精度设计。
②.低速级大小齿轮的设计
（1）低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。
（2）参考《机械设计》表10-6扔选用7级精度。
为了减少材料品种和工艺要求，扔选择小齿轮材料为,40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（4）选小齿轮齿数，则大齿轮齿数,取。
取和中的较小者作为该齿轮副的解除疲劳许用应力，即
查课本表10-3得齿间载荷分配系数
Ⅳ.由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分步时，得齿向载荷分布系数
Ⅰ.试选
Ⅱ.由课本式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数
Ⅲ.计算
，查课本表10-3得齿间载荷分配系数
考虑不可避的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略微加宽，即
取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽
5）圆整中心距后的强度校核
上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。
为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。
采用变位法将中心距就近圆整至=130mm。
.齿根弯曲疲劳强度校核
6）主要设计结论
28
0.330
130
101
0.184
56
小齿轮材料为,40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
7）.结构设计及绘制齿轮零件图
首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。
其他有关尺寸按课本P136图6.26（a）荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。
其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。
8）.齿轮传动布置
6.滚动轴承和传动轴的设计
（一）高速轴的设计
1）.由上可知，，，
2）.求作用在齿轮上的力
3）.先初步估算轴的最小直径。
选取轴45号钢调质处理，取
考虑到键槽和联轴器的影响，取
输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径。
为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册表8-7，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250。
半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=32mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度。
4）.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
.为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端要求制出一轴肩；
固取Ⅱ-Ⅲ段的直径;
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。
半联轴器与轴配合的毂孔长度，，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取。
.初步选择滚动轴承。
因轴承仅受有径向力作用，故选用深沟球轴承。
参照工作要求和根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6204，其尺寸为，故；
而。
左端深沟轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得6204型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取
.取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径。
齿轮右端与右端轴承采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为45mm，考虑到齿轮强度的问题，采用齿轮轴形式，故取。
4>
.取齿轮距箱体内壁之距离，综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离和二级齿轮的宽度，取,。
5>
.轴承端盖的总宽度为20mm。
根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，
故取。
（3）轴上零件的周向定位
半联轴器采用与轴的周向采用平键连接。
按又手册表4-1查得平键截
面，键槽用键槽铣刀加工，长21mm。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的公差为m6。
（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸
查手册表1-25、1-26、1-27取轴端倒角C2，各轴肩处圆角半径如图所示。
5）.求轴上的载荷
载荷
水平面
垂直面
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
6）按弯扭合成力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。
根据课本式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力
因为，故安全。
7）滚动轴承的校核
轴承的预计寿命
Ⅰ计算输入轴承
（1）.已知，两轴承的径向反力
（2）.计算当量载荷、
由于轴承只受径向载荷故
（4）.轴承寿命计算
由于轴承为深沟球轴承，取，又因为机器最高工作温度为35℃，查课本表13—4取
查《机械设计课程设计手册》得6204型深沟球轴承的，则
故满足预期寿命。
（二）.中间轴的设计
1）.由上可知，，
2）.求作用在齿轮上的力
因已知中间轴大齿轮的分度圆
而
已知中间轴小齿轮分度圆
3）.先初步估算轴的最小直径。
考虑到键槽的影响，取
4）.轴的结构设计
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
参考，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6305，其尺寸为。
故
左端深沟轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得6305型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此取.
.左侧安装齿轮处的轴段。
左侧齿轮左端与左端轴承采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为63mm，考虑到齿轮强度问题，采取齿轮轴的形式，故取。
.右侧安装齿轮处的轴段。
右侧齿轮左端采用轴肩定位，已知轮毂宽度为37.5mm，为了使套筒端面可靠地压紧轴承，取。
.该齿轮右端采用轴肩定位。
肩高度，则轴环处的直径。
轴环宽度，取。
.综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离和二级齿轮的宽度，取。
齿轮与轴采用平键连接。
按由手册表4-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长24mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。
5）.求轴上的载荷
6）按弯扭合成力校核轴的强度
根据课本式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力
7）滚动轴承的校核
由于轴承为深沟球轴承，取，又因
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