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二级展开式圆柱直齿轮减速器设计

机械设计基础课程设计
——二级圆柱齿轮减速器

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目录

一、带式运输机的设计任务书···········································1

二、传动方案的确定···················································2

三、电动机的确定·····················································3

四、传动比的分配与各轴转速与扭矩····································``3

五、齿轮的设计·······················································4

六、轴的设计计算·····················································9

七、轴的校核························································`15

八、 键的校核························································`24

九、轴的转配草图···················································``25

设计任务书
一、 带式运输机传动装置的设计任务书
带式传动机工作原理带式传动机示意图如图所示

工作条件：两班制连续单项运转，载荷平稳室内工作，有粉尘，环境最高温度35度
使用折旧期：8年
检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修
动力来源：电力，三相交流电压380/220v
运输带速度允许误差：±5％
制造条件与生产批量：一般机械厂制造小批量生产
设计数据：运输带工作拉力：4000N,运输带工作速度1.6，卷筒直径400

设计过程
计算结果
二、 传动方案的确定
根据工作要求可拟定几种传动方案如图所示
A
B

C
D

设计过程
计算结果
A图所示为电动机直接与两级直齿圆柱齿轮减速器相连接，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸较大。
B图所示为一级蜗杆减速器，结构简单，尺寸紧凑，但效率低，适用于载荷较小、间歇工作的场合，需要进行热平衡计算，防止齿面发生胶合。
C图所示为锥齿轮减速器——开式齿轮，开式齿轮易发生磨损
D图所示为二级同轴式圆柱齿轮减速器，径向尺寸小，结构紧凑，但轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同
综合设计的环境考虑，选择方案A
三、 电动机的确定
传动装置的总效率：
查表《机械实际课程设计手册》表1-7，其中轴承效率=0.99，联轴器效率=0.99，啮合效率=0.97，搅油效率=0.99

：工作机实际需要电动机的输出功率，：工作的实际需要的输入功率，电动机的输出效率
查,《机械设计课程设计手册》表12-1选取电动机的型号为Y1604，额定功率为=11，满载转速为
四、 传动比的分配与各轴转速与扭矩

总传动比：
则第一级传动比为：，第二级传动比：
各轴转速
，，
各轴扭矩

选择方案A

传动总效率

=7.61

电动机Y1604
额定功率11
满载转速1460

总传动比19.21
高速级传动比
低速级传动比

设计过程
计算结果

各轴的转速与扭矩如图表格所示
轴号
转速n（）
转矩T(N·m）
1
1460
71
2
304
328
3
76
1250
五、 齿轮的设计
1.高速齿轮的设计
选择齿轮的材料：小齿轮材料为40（调质)硬度为280，大齿轮材 料为45钢（调质）硬度为240
选择小齿轮的齿数为，大齿轮的齿数为
1）按齿面强度设计
由计算公式进行计算

确定公式的值：
选择载荷系数
计算小齿轮的转矩

查《机械设计第八版》表10-7选取齿宽系数：
查《机械设计第八版》表10-6取得材料的弹性影响系数
查《机械设计第八版》图10-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强
度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
计算应力循环次数

设计过程
计算结果
由《机械设计第八版》图10-19取接触疲劳寿命系数

计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数1

计算小齿轮分度圆直径

计算圆周速度：
计算齿宽：
计算载荷系数：根据4.36，7级精度，由《机械设计第八版》图10-8查的动载荷系数,直齿轮,表10-2查的使用系数,由表10-4查的小齿轮相对支撑非对称布置时,查图10-13得,故载荷系数为
按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径

计算模数
2）根据齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
确定公式内各数值：由《机械设计第八版》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,弯曲疲劳安全系数1.4

设计过程
计算结果
弯曲疲劳许用应力为

计算载荷系数
查取齿形系数、应力较正系数为
查表10-5
计算大小齿轮的并加以比较
小齿轮：
大齿轮：
大齿轮数值大
设计计算

则模数取整2.0，分度圆直径，小齿轮齿数
大齿轮齿数
2、 低速齿轮的设计
选择齿轮的材料：小齿轮材料为40（调质)硬度为280，大齿轮材 料为45钢（调质）硬度为240
选择小齿轮的齿数为，大齿轮的齿数为
1）按齿面强度设计
由计算公式进行计算

确定公式的值：
选择载荷系数

设计过程
计算结果
计算小齿轮的转矩

查《机械设计第八版》表10-7选取齿宽系数：
查《机械设计第八版》表10-6取得材料的弹性影响系数
查《机械设计第八版》图10-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强
度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
计算应力循环次数

由《机械设计第八版》图10-19取接触疲劳寿命系数

计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数1

计算小齿轮分度圆直径

计算圆周速度：
计算齿宽：
计算载荷系数：根据0.125，7级精度，由《机械设计第八版》图10-8查的动载荷系数,直齿轮,表10-2查的使用系数,由表10-4查的小齿轮相对支撑非对称布置时,查图10-13

设计过程
计算结果
得,故载荷系数为
按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径

计算模数
2）根据齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
确定公式内各数值：由《机械设计第八版》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲 劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,弯曲疲劳安全系数1.4
弯曲疲劳许用应力为

计算载荷系数
查取齿形系数、应力较正系数为
查表10-5
计算大小齿轮的并加以比较
小齿轮：
大齿轮：
大齿轮数值大
设计计算

设计过程
计算结果
则模数取整3.0，分度圆直径，小齿轮齿数
大齿轮齿数
六、 轴的设计计算
1、高速轴的设计
1）、已知条件：高速轴传递的功率；转速；小齿轮分度圆直径；齿轮宽度，转矩
2)、确定轴的直径：先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢（调质）处理，根据《机械设计第八版》表15-3取得112，则

3)、联轴器的型号选取：查《机械设计第八版》表14-1，取,则联轴器的计算转矩为，查《机械设计课程设计手册》表8-7选用1型弹性柱销联轴器，，其公称转矩为250N·，半联轴器的孔径为，故取，半联轴器的长度为，半联轴器与轴的配合毂孔长度为
4）、轴的结构设计
1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示
2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径与长度
（1）轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取
（2）考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，当量摩擦系 数最小，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圆轴线偏斜量大
量生产，价格最低，故选用深沟球轴承，根据，查《机械设计课
程设计手册》表6-1，选6206型深沟球轴承，则，

16

设计过程
计算结果
16，3-4段安装轴承，左端用轴段挡圈定位，右端用轴肩定位，，因为8-9段轴也要安装一个相同的轴承，故，，，
（3）4-5段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位 ，，，
(4)轴承盖的总宽度为10（由减速器和轴承盖的结构设定）：根据轴承的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为20至此已初步确定轴的长度。
（5）轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接，按，选择键，25，，50
为了保证齿轮与轴配合的良好的对中性，半联轴器与轴的配合选用。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的公差尺寸公差为m6
（6）确定轴的倒角和圆角：参考表15-2取轴端倒角为45度，各轴轴肩处的圆角为1.6

设计过程
计算结果
2、中间轴的设计
1）、已知条件：高速轴传递的功率；转速；小齿轮分度圆直径；齿轮宽度，转矩
2)、确定轴的直径：先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢（调质）处理，根据《机械设计第八版》表15-3取得112，则

3)、轴承的选择：通过查《机械设计课程设计手册》表6-1，选6208型深沟球轴承，40，18 所以
4）、轴的结构设计
1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示
2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径与长度，由高速轴的设计可知轴的总长度为：,1-2段轴我们取，，与1-2段配合的深沟球轴承轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位，2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取，又由于小齿轮齿宽100，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2-3所以取，为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4的直径比2-3段稍微大一些，，这里取其直径为，由于3-4段轴主要起轴肩作用，没有与之配合的零件且根据设计方案，这里取。4-5段要与大齿轮相配合，且为了能利用2-4段的轴肩，所以此段轴的直径要比3-4段的直径小，这里我们取，由于大齿轮的齿宽为69，根据齿轮相配合部分的轴长度一般比轮毂长度短2-3，所以取，5-6段的轴与

198

设计过程
计算结果
之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴右端的轴承一样，故，。
3、轴上零件的周向定位：齿轮的周向定位都采用平键连接查《机械设计课程设计手册》表4-1得平键截面，56，，80，齿轮与轴的配合为H76，轴承与轴为过渡配合
4、确定轴的倒角和圆角：参考表15-2取轴端倒角为45度，各轴肩处的圆角为1.6

3、 低速轴的设计
1）、已知条件：高速轴传递的功率；转速；小齿轮分度圆直径；齿轮宽度，转矩
2)、确定轴的直径：先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢（调质）处理，根据《机械设计第八版》表15-3取得112，则

设计过程
计算结果

3)、联轴器的型号选取：查《机械设计第八版》表14-1，取,则联轴器的计算转矩为，查《机械设计课程设计手册》表8-7选用4型弹性柱销联轴器，，其公称转矩为2500N·，半联轴器的孔径为，故取，半联轴器的长度为，半联轴器与轴的配合毂孔长度为
4）、轴的结构设计
1、拟定轴上零件的装配方案，如图所示
详细图=纸：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六
全 套 资 料 低 拾10快起

2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径与长度，由高速轴的设计知轴的总长度为237，且已经选定联轴器，其公称转矩为2500N·m，半联轴器的孔，故取，半联轴器的长度为，半联轴器与轴配合技术的毂孔长度为，7-8段轴的长度我们取,6-7段相对与7-8段要做一个轴肩，这里我们取，，5-6段要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小，在高速转时也可以承受纯的轴向力，工作中容许的内外圆线偏斜量大量生产价格最低，故选深沟球轴承，查《机械设计课程设计手册》表6-1选6215型深沟球轴承75，25，所以，，4-5段轴的没什么零件与之配合且根据整体的设计方案，此段轴的直径为，，齿轮的右端采用轴肩固定，轴肩高取7，所以，轴的宽度为，2-3段轴的与齿轮相配合由前面设计可知齿轮的宽度105，根据齿轮的相配合部分的轴的长度一般应比毂短2-3，则，，1-2段与轴承相配合，配合轴承与5-6段轴承相同，则，

设计过程
计算结果
3、轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接，查《机械设计课程设计手册》表4-1按，选择键，90，选择键，90，为了保证齿轮与轴配合的良好的对中性，半联轴器与轴的配合选用。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的公差尺寸公差为m6
4、确定轴的倒角和圆角：取轴端的倒角为45度，各轴的轴肩处的倒角为1.6

设计过程
计算结果
七、 轴的校核
1、高速轴的校核;
作用在齿轮上的作用力;

高速轴的受力图，弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示

设计过程
计算结果

设计过程
计算结果
高速轴的强度校核
从图中可分析危险截面为截面，则有

图示中截面的弯矩为

因为45号钢，调质处理的故此两个截面都安全，
2、中间轴的校核
各个齿轮上的作用力为

,
,
，
，

中间轴的弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示

设计过程
计算结果

设计过程
计算结果
按轴的扭转强度校核
由图知危险截面为截面，则有

查45号调质处理钢的，故此截面安全
中间轴的精度校核
截面2的左侧
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
截面2的左侧的弯矩为
截面上的弯曲应力为
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调制处理，由《机械设计》15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表3-2得，
又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：
故有效集中应力系数为：

由《机械设计》图3-2 3-3知尺寸系数和扭转尺寸系数分别为：轴表面按磨削加工，由《机械设计》图3-4得表面质量系数为，轴未经表面强化处理则则综合系数为

设计过程
计算结果
由图3-1，3-2得碳钢的特性系数为
，于是计算安全系数值

,故此截面安全
截面面2 的右侧
抗弯截面系数为：
抗扭截面系数为：
弯曲应力为
抗弯截面系数为：
过盈配合处的,轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，则综合系数为
所以截面2的右侧的安全系数为

，，故截面安全

设计过程
计算结果
低速轴的校核
作用在齿轮上的作用力为

，
，

弯矩图，当量弯矩图，扭矩图如图所示

设计过程
计算结果

轴的弯扭合成校核
由图分析知危险截面为截面，则有
， 查45号调质处理钢的，故此截面安全
由于截面2存在轴肩有应力集中则有
，查45号钢调制处理则，此截面安全。
轴承的寿命校核
高速轴中的轴承为：6206型深沟球轴承，基本额定动载荷,两个轴承的受力分别为，，因为轴承为深沟球滚子轴承，故取1，0
又因为2轴承的径向力大，则只需校核2轴承寿命，轴承的当量动载荷为
轴承额定寿命为

设计过程
计算结果
轴承预期寿命为9600h<682121h，故此轴承满足要求
中间轴的轴承寿命校核：6208型深沟球轴承，基本额定动载荷为
各轴承所受径向力分别为，，由于此轴承无轴向力则取1，0，因为2轴的力大，则只需校核2轴，2轴的当量动载荷为，则轴承的额定寿命为
>9600轴承的预期寿命，故此轴承合格
低速轴的寿命校核：6215型深沟球轴承，基本额定动载荷为
各轴承所受径向力分别为，，由于此轴承无轴向力则取1，0，因为2轴的力大，则只需校核2轴，2轴的当量动载荷为，则轴承的额定寿命为
>9600轴承的预期寿命，故此轴承合格
八、 键的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计第八版》表6-2查得许用挤压应力，取其平均值为110，
高速轴的与联轴器配合的键的强度为，此键安全
高速轴中与齿轮配合的键的强度为：，此键安全
中间轴与大齿轮配合的键的强度为：，此键安全

设计过程
计算结果
中间轴与小齿轮配合的键的强度为：，此键安全
低速轴与联轴器配合的键的强度为：，此键安全
低速轴与大齿轮配合的键的强度为;,此键安全

九、轴的装配草图