单级齿轮减速器机械优化设计范文

单级齿轮减速器机械优化设计范文（共6篇）

篇1：单级齿轮减速器机械优化设计范文

青岛理工大学琴岛学院

机械优化设计

课题名称：单级齿轮减速器的优化设计 学院：机电工程系

专业班级：机械设计及其自动化143 学号 学生： 指导老师：

青岛理工大学教务处 2016年11月27日

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

摘要

机械优化设计是一种非常重要的现代设计方法，能从众多的设计方案中找出最佳方案，从而大大提高设计的效率和质量。每一种优化方法都是针对某一种问题而产生的，都有各自的特点和各自的应用领城。常用的机械优化设计方法包括无约束优化设计方法、约束优化设计方法、基因遗传算方法等并提出评判的主要性能指标。

机械优化设计的目的是以最低的成本获得最好的效益,是设计工作者一直追求的目标,从数学的观点看,工程中的优化问题,就是求解极大值或极小值问题,亦即极值问题。本文从优化设计的基本理论、优化设计与产品开发、优化设计特点及优化设计应用等方面阐述优化设计的基本方法理论。

关键词： 机械优化设计；优化方法；优化应用。

II

目录

摘要.........................................................II 1设计任务.....................................................1 2 齿轮的传统设计..............................................2 3优化设计的数学模型...........................................7

3.1确定设计变量和目标函数................................................7 3.2确定约束条件..........................................................7 Matlab计算机程序............................................9 5结果分析....................................................11 参考文献.....................................................12

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

1设计任务

设计如图2-40所示的单级直齿圆柱齿轮减速器，其齿数比u3.2，工作寿命要求10年两班制，原动机采用电动机，工作载荷均匀平稳，小齿轮材料为40Cr,调质后表面淬火，齿面硬度HB=235~275，[H]1531MPa,[F]1297.5MPa,大齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度为HB=217~255，[H]2513MPa，[F]2251.4MPa，载荷系数k=1.3，P=28KN，n=1440rad/min要求在满足工作要求的前提下使两齿轮的重量最轻。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书 齿轮的传统设计

一、按齿面接触疲劳强度设计(1)由式子试算小齿轮分度圆直径，即

d131）

2KH1T1d*u1ZHZEZ2*()[H] u[H]确定公式中的各参数值

1.试选KH11.3

2.计算小齿轮传递的转矩。

T19.55106P/n9.5510628/1440Nmm18.569104Nmm

3.查表并查图选取齿宽系数d1，区域系数ZH2.5，材料的弹性影响系数ZE189.8MPa，4.计算接触疲劳强度用重合度系数Z*a1arccos[z1cos/(z12ha)]arccos[24cos20/(2421)]29.841*a1arccos[z2cos/(z22ha)]arccos[77cos20/(7721)]23.666

[z1(tana1tan`)z1(tana2tan`)]/2

[24(tan29.841tan20)77(tan23.666tan20)]/21.711Z441.7110.873 335.计算接触疲劳强度许用应力[H]

查图得小齿轮和大齿轮测接触疲劳极限分别为[Hlm1]590MPa、[Hlm2]540MPa

计算应力循环次数：

N160n1jLh6014401(2830010）4.1472109

N 2N1/u4.147210/(77/24)1.29310查图取接触疲劳寿命系数KHN10.90、KHN20.95。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

取失效概率为1%、安全系数S=1，由式子得[H]1KHN1Hlim10.90590MPa531MPaS1KHN2Hlim20.95540MPa513MPa

S1[H]2取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[H]1[H]2513MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d132KH1T1d*u1ZHZEZ2*()u[]74.466mm421.39.94810（77/24）12.5189.80.87323()mm

1（77/24）513

（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。

1、圆周速度v。

vd1tn160100074.4661440601000m/s5.6m/s

2、齿宽b.bdd1t174.466mm74.466mm2)计算实际载荷系数Ku。

1、查表取使用系数KA1。

2、根据v5.6m/s、7级精度，查图得动载荷系数Kv1.2。

3、齿轮的圆周力。

F t12T1/d1t29.948104/74.466N4.987103NKF t1b13.32910/74.466N/m66.9N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH1.2

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

4、查表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH1.421。由此，得到实际载荷系数

KHKAKvKHK H11.21.21.4212.0513)由式子得，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1d13KH2.05174.46686.675mm KHt1.3 及相应的齿轮模数

md1/z186.675/24mm3.611mm

二、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式子试算模数，即

m132KF1T1YYFaYSA*()[F]dz121)确定公式中的各参数值

1、试选KF11.3。

2、由式子计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

Y0.250.750.250.750.688 1.7113、计算YFaYsa。[F]查图得YFa12.65、YFa22.23。应力修正系数Ysa11.58、Ysa21.76。小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1490MPa、Flim2400MPa。弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85、KFN20.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4。由式子得

[F]1KFN1Flim10.85490MPa297.5MPa S1.4KFN2Flim20.88400MPa251.4MPa S1.4[F]2 4

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

YFa1Ysa12.651.580.0141 [F]1297.5YFa2Ysa22.231.760.0156 [F]2251.4因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取 [F]YFaYsaYFa2Ysa20.0156 [F][F]22）试算模数

m132KF1T1YYFaYSA21.39.9481040.6883*()0.015622[F]dz1124

2.080mm

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

1、圆周速度v。

dmtz12.08024mm49.92mm

vd1tn160100049..921440601000m/s3.76m/s

2、齿宽b。

bdd1149.92mm49.92mm3、宽高比b/h

**h(2hac)m1(210.25)2.080mm4.68mmd

b/h49.92/4.6810.672)计算实际载荷系数KF

1、根据v.3.76m/s，7级精度，查图得动载荷系数Kv1.08

2、由F t12T1/d1t29.948104/49.92N7.44103N，查表得齿间KAF t1/b17.44103/49.92N/mm149N/m100N/mm载荷分配系数KF1.0。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

3、查表用插值法查得KH1.417，结合b/h10.67查图得KF1.34。则载荷系数为

KFKAKvKFK F11.171.421.42.333)由式子，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

mm13KF2.332.0802.527mm KFt1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.527mm并就近圆整为标准值m3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d186.675mm，算出小齿轮齿数z1d1/m86.675/328.89。取z129，则大齿轮齿数z2uz13.22992.4，取z292，z1与z2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，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

3优化设计的数学模型

3.1确定设计变量和目标函数

取设计变量和目标函数x[x1,x2,x3]T[m,z1,d]T，其中m为齿轮模数，z1为小齿轮齿数，d为齿宽系数。

设小齿轮分度圆直径为d1，大齿轮分度圆直径为d2，齿轮宽度为b，要求圆柱齿轮的重量最轻，也就要求体积最小，因此可建立目标函数：

f(x)（d1d22)b

4由齿数比ud2b，齿宽系数d，目标函数转化为：

d1d1f(x)（1u2（）mz1)3d48.8279x1x2x3

3.2确定约束条件

（1）边界约束条件

模数限制：2x110； 齿数限制：20x240； 齿宽系数限制：0.8x31.4；

（2）性能约束

（接触疲劳强度的限制：g1x)H-[H]ZHZE2KT1u1*[H]0 3udd1式中：H为齿面接触疲劳强度；K为载荷系数，K=1.3；ZH为节点区域系数，ZH=2.5；ZE为弹性影响系数，ZE=189.8，代入以上参数得g(x)377717.238xxx333125500

2KT1YFYS[F]0 32mz1d弯曲疲劳强度的限制：F-[F]

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

式中，为齿根弯曲疲劳强度； 为齿形系数； 为齿根应力校正系数。YF112.518612.51862.063，YF22.063

uz13.01794z13.0179422.70422.704Y1.97，F1

z134.6uz134.6YF11.97代入以上参数得：

g（（2x)48279412.518622.70422.063)(1.97)/(x13x2x3)2900

x23.01794x234.612.518622.70422.063)(1.97)/(x13x2x3)21003.2x23.017943.2x234.6g（（3x)48279

4《单级齿轮减速器的优化设计》说明书 Matlab计算机程序

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

5结果分析

(1)对比分析发现：在齿轮可靠性得到保证的前提下，优化后的目标值比原设计目标值减少24%；

(2)优化结果表明：优化方案比给定方案节省材料，降低成本，效益明显，对减速设计具有良好的参考价值。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

参考文献

【1】《机械设计基础》（主编 李国斌）机械工业出版社

【2】《机械制图与公差》（主编：王志泉、项仁昌；主审：金潇明）清华大学出版社

【3】《机械设计、机械设计基础课程设计》（华中理工大学 王昆;主编：重庆大学 何小柏；同济大学 汪信远）高等教育出版社

篇2：单级齿轮减速器机械优化设计范文

单级直齿圆柱齿轮减速器设计

设计题目 单级直齿圆柱齿轮减速器设计

学 院

___________________________ 专业班级 ___________________________ 设 计 人 ___________________________ 学 号

___________________________ 指导教师

_________________________ 完成日期

_________________________

目 录

一、前言…………….…………………………………………2

二、设计任务…………….……………………………………2

三、计算过程及计算说明…………………………………….3

（一）电动机选择…………………………………………….3

（二）计算总传动比及分配各级的传动比………………….4(三)运动参数及动力参数计算…………………………….4(四）传动零件的设计计算…………………………………...5

（五）轴的设计计算及轴承的选择计算……………………...9(六)键联接的选择及校核计算…………………………………….13

四、减速器的润滑与密封……………………………………………..14 五 减速器箱体及其附件………………………………………………..15

六、设计小结……………………………………………………17

七、参考资料……………………………………………………19

一、前言（一)设计目的：

通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析：

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。-

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动，传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

二、设计任务

设计一台用带式运输的直齿圆柱齿轮减速器运输机运送沙子单向连续运转载荷，有轻微冲击，环境有轻度粉尘，使用期限八年，两班制工作（每班8小时，每年按300天计算）。

原始数据：运输带工作拉力F=1800N；带速V=1m/s；滚筒直径D=200mm，带速允许误差＜5%。具体要求：

1、电动机类型确定

2、单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算

3、A1装配图一张

4、编写一份设计说明书

三、计算过程及计算说明

（一）电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择（1）传动装置的总功率：

η总=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.86(2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1800×1/1000×0.86 =2.09KW

3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1/π×200 =95.49r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=6～24。故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=573～2291r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，质量45kg

（二）计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比：i总=n电动/n筒=940/95.49=10 i2=i/2.5=4(三)、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）V带高速轴 nI=n电机=940r/min 减速器高速轴nII=nI/iV带=940/2.5=376(r/min)减速器低速轴nIII=nII/ i减速器=376/4=94(r/min)

2、计算各轴的输入功率（KW）V带低速轴 PI=P工作=2.2KW 减速器高速轴 PII=PI×η带=2.2×0.96=2.11KW 减速器低速轴 PIII=PII×η轴承×η齿轮= 2.03KW

3、计算各轴扭矩（N•m）电动机输出轴 TI=9550×PI/nI =9550×202/940=22.35N•m 减速器高速轴 TII=9550×PII/nII =9550×2.11/376=53.59N•m 减速器低速轴 TIII=9550×PIII/nIII =9550×2.03/94=206.23N•m(四）传动零件的设计计算

1、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P74表6-5选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=4×24=96 齿数比：u=i0=4 由课本取φd=0.75(3)转矩T1 T1=22350N•mm(4)载荷系数k 由课本取k=1.2(5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlimZ1=710Mpa σHlimZ2=620Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=710×0.92/1.0Mpa =653.2Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=620×0.98/1.0Mpa =607.6Mpa 故得：

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1.2×22350×(6+1)/0.75×4×607]1/3mm =46.21mm 模数：m=d1/Z1=46.21/24=1.93mm 根据课本取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本 式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2×24mm=48mm d2=mZ2=2×96mm=192mm 齿宽：b=φdd1=0.75×48mm=36mm 取b=40mm b1=45mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF] 根据课本 式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本图 查得：

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(24+96)=100mm(10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×48×940/60×1000 =2.36 m/s

（五）轴的设计计算及轴承的选择计算 输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用40Cr调质，硬度217~255HBS 根据课本，取c=110 d≥110(2.11/382.1)1/3mm=19.44mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=25mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=25mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm ∴d2=31mm 初选用6207型深沟球轴承，其内径为35mm, 宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=48mm ②求转矩：已知T2=52780N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本 式得

Ft=2T2/d2=52780/48=1099.583N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=1099.58×tan200=400.21N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(7)校核危险截面C的强度 由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×353 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据课本 取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=33.41mm 取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度

初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=192mm ②求转矩：已知T3=20300N•mm ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm(六)键联接的选择及校核计算 轴径d1=25mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得：

键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm h=7mm 根据课本得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR]（2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=50mm L2=50mm T=61.5Nm 查手册P51 选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

四、减速器的润滑与密封 齿轮传动的润滑

高速级齿轮圆周转速为2.0m/s 低速级齿轮圆周转速为0.69m/s 所以选择脂润滑的润滑方式，可用旋盖式、压注式油杯向轴承室加注润滑脂。润滑油牌号的确定及油量计算

减速器中传动件通常用浸油（油浴）润滑

选用牌号为L-AN32的全损耗系统用油，其主要用于一般机床齿轮减速箱、中小型机床导轨。油面高度为浸过高速级大齿轮一个全齿，油量计算： V=a×b×h=543×146×57=4.52×106mm3 轴承的润滑

选用牌号为ZGN69-2的滚动轴承脂，该润滑脂适用于各种机械设备的滚动轴承润滑，适用工作温度≤90°C 脂润滑结构简单、易于密封，但润滑效果不如油润滑，故常用于开式齿轮传动、开式蜗杆传动和低速滚动轴承的润滑。

滚动轴承采用脂润滑时，润滑脂的填充量不应超过轴承空间的1/3~1/2。减速器的密封 选用毡圈密封方式。

其密封效果是靠矩形毡圈安装于梯形槽中所产生的径向压力来实现的。其特点是结构简单、价廉，但磨损较快、寿命短。它主要用于轴承采用脂润滑，且密封处轴的表面圆周速度较小的场合，对粗、半粗及航空用毡圈其最大圆周速度分别为3m/s、5m/s、7m/s，工作温度t≤90°C

五、减速器箱体及其附件（1）窥视孔和视孔盖

窥视孔应设在箱盖顶部能看见齿轮啮合区的位置，大小以手能伸入箱体内检查操作为宜。

窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并考虑密封。（2）通气器

通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。

选择通气器类型的时候应考虑其对环境的适应性，其规格尺寸应与减速器大小相适应。（3）油面指示器

油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。

常用的油面指示器有圆形油标、长形油标、管状油标，油标尺等形式。

油标尺的结构简单，在减速器中较常采用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。装有隔离套的油尺可以减轻油搅动的影响。

油标尺安装位置不能太低，以避免油溢出油标尺座孔。（4）放油孔和螺塞

放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，座箱上装螺塞处应设置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不净。（5）起吊装置

吊环螺钉可按照起重量选择。为保证起吊安全，吊环螺钉应完全拧入螺孔。箱盖安装吊环螺钉处应设置凸台，以使吊环螺钉孔有足够深度。

箱盖吊耳、吊钩和箱座吊钩的结构尺寸在设计时可以进行适当修改。（6）定位销

常采用圆锥销作定位销。两定位销之间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并应作非对称布置。定位销的长度应大于箱盖、箱座凸缘厚度之和。（7）起盖螺钉

起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与箱盖凸缘螺钉直径相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑导角或制成半球形。

六、设计小结

一个星期的课程设计结束了。这一个星期以来，我是感慨良多，有痛苦也有快乐，发过火，流过汗，学到的东西也很多。大家常挂在嘴边的一句话：哥画的不是图，画的是寂寞。但经过了那么多天的奋战，当我们平生最大的一幅图在我们自己的设计中成型时，我们才发现：我们画的不是寂寞，而是成功的历程。成就感在我们的心中荡漾……

首先,我要感谢顶着炎热的天气在教室里指导我们的陈老师,是他在我们几乎绝望的时候给了我们鼓励,给了我们信心,也是他在我们遇到困难的时候出现在我们的身边。

通过一个星期的学习与实践，我知道了在设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。

安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。-

作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在一周进行，但并不具有绝对独立的意义。它的一个重要功能，在于运用学习成果，检验学习成果。运用学习成果，把课堂上学到的系统化的理论知识，尝试性地应用于实际设计工作，并从理论的高度对设计工作的现代化提出一些有针对性的建议和设想。检验学习成果，看一看课堂学习与实际工作到底有多大距离，并通过综合分析，找出学习中存在的不足，以便为完善学习计划，改变学习内容与方法提供实践依据。

对我们非机械专业的本科生来说，实际能力的培养至关重要，而这种实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的，必须从课堂走向实践。这也是一次设计工作的预演和准备。通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了我系人才培养计划的完善和课程设置的调整。课程设计达到了专业学习的预期目的。在一个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。

课程设计需要刻苦耐劳，努力钻研的精神,有时可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关, 虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！-

至于此次课程设计中的不足，我将在今后的学习的加以改进，不断的完善自己，认真学习自己的专业知识，希望在毕业的时候能成为一个合格的工科人才。

七、参考资料目录

篇3：单级齿轮减速器机械优化设计范文

如图1所示, 为一个单级直齿圆柱齿轮减速器。其输入功率N=280KW, 输入转速n1=980r/min, 传动比i=5, 小齿轮为实体结构, 大齿轮为腹板式结构 (带有四个减重孔) , 两齿轮各部分尺寸的符号如图2所示, 用传统设计方法的设计结果为:齿宽B1=B2=13cm, 小齿轮齿数Z1=21, 模数m=0.8cm, l1=42cm, ds1=12cm, ds2=16cm。现要求在保证承载能力的条件下, 通过优化上述有关参数, 使减速器轴系部件的体积达到最小。

2建立优化模型

2.1建立优化目标函数

如图1所示, 减速器的轴系部件主要由两个齿轮和两根轴组成。为了简化计算, 将轴视为光轴, 则有

根据结构设计经验公式, 齿轮各部分尺寸关系为

优化设计中的设计变量可取为

将目标函数整理后得

2.2确定约束条件

按单目标非线性有约束的标准型, 将约束条件给出如下 (在这里省略了推导过程)

2.2.1避免发生根切

2.2.2保证齿轮均布承载能力

2.2.3传递动力模数要求

2.2.4根据工艺装备条件

2.2.5主、从动轴直径范围

2.2.6轴的支撑跨距结构要求

2.2.7按齿轮的接触疲劳强度条件

2.2.8按齿轮的弯曲疲劳强度条件

2.2.9主动轴的刚度条件

2.2.10主动轴的弯曲强度条件

2.2.11从动轴的弯曲强度条件

总结上述, 可得本题目的优化数学模型为:

是一个具有十六个不等式约束的六维优化问题。采用Matlab的优化工具箱来求解。优化后的结果比传统设计体积减少了35.51%。

3结论

从上面的计算结果来看, 在满足结构及强度的条件下, 对单级直齿圆柱齿轮减速器轴系部件采用优化设计比传统设计体积减少了35.51%。由此可见, 优化设计在机械设计中是很重要的。

摘要：本文对单级直齿圆柱齿轮减速器轴系部件的体积为目标进行优化设计, 与传统设计方法相比较, 其体积减少了35.51%。

关键词：单级直齿圆柱齿轮减速器,优化,约束条件

参考文献

[1]薛嘉庆.最优化原理与方法[M].北京:冶金工业出版社, 1995, 12.

[2]李涛.Matlab工具箱应用指南——应用数学篇[M].北京:电子工业出版社, 2000, 5.

篇4：单级齿轮减速器机械优化设计范文

【摘要】随着经济的发展，人们对生活品质的要求越来越高，同时对生活的环境也有了新的要求，影响人们的生活的噪声源头也引起了人们的关注。齿轮噪声是机械噪声主要来源，所以如何降低减速器的噪音成为机械传动设备需要解决的问题。本文就是通过分析传动中齿轮减速器产生噪声的原因，同时提出相关的降低噪音的措施。

【关键词】机械传动；齿轮减速器；降噪

齿轮减速器[1]是常常应用在机械传动装置中的一种装置，一般是由不同的齿轮传动机构组成，使原动机的高速转动为工作机提供所需的速度，这种机械传动装置在工业生产中应用最广泛。我国是工业大国，机械设备的数量和产量在逐渐增加，所以配套的减速器数量、规格和品种也随之增多。因为传动设备适应的情况与机械设备的工作性能、适用时间、能耗等情况紧密联系。

一、分析影响传动过程产生噪声的相关因素

噪声是指频率不同、声音的强度也各不相同的声音。由于它没有规律、无序的存在，人们对噪声很厌烦，同时噪声也会影响人们的生活品质，不利于人们的身体健康，如果长时间受噪声影响，一般会出现睡眠质量下降、工作效率降低的情况，严重的甚至会危及生命安全。

（一）机械传动的系统出现问题

机械传动系统[2]的组合往往都比较复杂，齿轮箱就是其中复杂的传动系统，因为力的不同形式的转化，就会出现多种固定的频率，这也就形成了多样的振动。学习物理课程的过程中，我们都清楚振动就是产生声音的源头，只要有振动都会产生声音。而在机械传动的过程中就会出现振动，出现振动使传动系统的误差存在，从而产生了噪声。

（二）齿动传动过程产生误差

齿轮间的大小不相符或者渐开线的数据错误就会使齿轮产生振动形成无规律的声音，出现噪音。齿轮噪声的大小与齿轮传动中的振动幅度和振动频率大小紧密相关，他们是噪声研究中重要的研究对象。从实际生活的经验可以知道，影响机械齿轮振动的因素比较多，或许可以通过改进其他方式来减少不必要的噪声。由此可见齿轮在机械传动过程中的作用不容忽视，产生噪声的干扰因素需要去解决，这样可以更好的进行机械运作。

二、分析齿轮减速器产生噪音的原因

（一）参数因素

衡量设计和加工质量的重要标准是齿轮数据的精度，如果都是生产要求比较严格的高精度齿轮，那么机械传动过程中就不会有那么多的噪声产生。分析齒轮精度降低了标准主要原因，可以了解到在实际的生产过程中，为了降低生产成本，很多设计者会选择不违反工作要求的前提下，设计出较多数量的精度相对较低的齿轮，这样也成为了齿轮产生噪声的重要原因，而且精度过低会使噪声变大。

（二）精度因素

齿轮的啮合程度主要是指齿轮在正常工作下的平稳状态。相对于齿轮瞬时变化的要求，一般经过一定时间的运转，齿轮就会出现转角误差，这样就会出现不同程度的噪音。

齿轮间的接触点精度是指两个齿轮间的接触点的大小，接触点不同的大小会反映出齿轮在传动过程中产生噪声的大小，假如接触点较小就会产生较大的噪声，反之产生噪声越小。齿轮的数据误差会影响齿轮的精度，从而产生噪声。

齿轮运动时传递的准确性就是他的运动精度，一般在齿轮运动完一周后就会出现转角误差。如果齿轮的大小产生的误差值累积较大，就会出现一些噪声，当累积的值不断扩大时，就会影响齿轮的啮合度，最终改变转角速度，使噪声变大。

（三）载荷的影响

我们将齿轮看做振动弹簧体系，齿轮本身作为作为质量的振动系统。那么系统受到不同的冲击载荷，产生齿轮圆周运动的扭转振动，形成一种振动力。另外齿轮本身刚性较差就会产生周期振动噪声。这种噪声平稳而不尖叫。

（四）共振现象的影响

齿轮由于刚性较差，本身有固定的振动频率，当和另一个齿轮进行啮合时又会出现相同的振动频率，这样就出现了齿轮的共振现象，也就形成了噪声。如果是开放式的齿轮传动，那么加速产生的噪声在齿轮产生冲击的时候直接辐射出去，一般是在轮体、传动轴等地方。对于闭式齿轮传动，产生的噪声会被反射到齿轮箱内的空气和润滑油中，再通过齿轮箱辐射出来。自鸣噪声就是通过传动轴使支座，从而使齿轮箱箱壁的振动传播出去，由此可见，自鸣噪声是闭式齿轮传动的主要来源。

（五）装配的影响

在机械设备装配的过程中，如果不同心就会影响齿轮的运转平衡，另外齿轮半边松半边紧，同样会使噪声加剧。装配时的不平衡会影响整个机械系统运动的精度。装配前，零部件的加工精度及零件的配送方法，也会影响噪声等级。

三、降噪的方法

（一）确保传动系统内部的整洁

对于传动系统而言，保持系统内部的清洁是齿轮正常运转工作的前提。传动系统会被内部存在的任何杂物物质影响，甚至会出现磨损，这也是产生噪声的重要原因。所以为了更好的达到降噪要求，需要对传动系统内部进行全面的清洁。

（二）提高齿轮制造、装配精度

齿轮的制造精度[3]和装配精度会影响齿轮的啮合程度，较高的精度要求能够有效的改进噪声的干扰。如果齿轮装配未达到较高要求，会使它在传动过程中产生较多噪声，所以在装配前需要对齿轮的端面进行洗净，同时选择相同的机床加工左右轮齿轮，这样更有利于确保齿轮的啮合度。

（三）及时润滑和正确使用油品

虽然说润滑油对机械的作用比较大，但是错误的润滑方式和润滑油脂种类也会对传动系统产生影响。选择质量较高的润滑油，同时采用正确的使用方式，这样可以有效及时的使机械得到润滑，确保系统噪声在一定的控制等级内，延缓机械设备的使用寿命。同时需要注意工作时温度的变化，减少产生噪声的机会。

（四）减少共振频率

齿轮的传动系统，机身容易在安装过程中与基础设备间产生共振，形成噪声。齿轮的传统系统会控制齿轮产生共振的速度，降低传动噪声，同时也可以选用高阻尼的制作材料来降低共振的频率。

（五）齿形修护

齿轮的啮合度容易受齿形的误差影响，齿形不能完好的啮合，齿轮的精度也会较低。为了降低噪声的发生率，就需要对齿形的完善下工夫，可以选择修补齿形的辅助品，使齿轮的啮合点集中分布在局部区域内，提高齿轮的啮合精度。通过改善齿形的精度，同时准确的安装，这样会大大提高传动的精度，从而能够降低噪声的干扰

总结

机械运转过程中的齿轮产生噪声的原因有很多，为了找出降低噪声的原因，提出相关的解决方法，本文通过分析了齿轮在运转过程中产生噪声的原理，发现机械运转中齿轮的系统是一个复杂的过程，要想实现降低噪音的目的，需要从多个方面采取措施，它包括齿轮的材料、设计、制造、安装、使用和维护等过程，同时对设计人员、制造人员以及安装维护人员也提出了要求。如果在每一个环节能够达到相应的要求，那么降噪效果会更加明显。

参考文献

[1]王峰，方宗德，李声晋等.人字齿轮系统振动传递分析优化与试验验证[J].机械工程学报，2015，（1）：34-42.

[2]周建星，孙文磊，万晓静等.齿轮减速器振动噪声预估公式定制方法研究[J].振动与冲击，2014，（7）：174-180.

篇5：单级齿轮减速器机械优化设计范文

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N 输送带工作速度：1.5m/s 滚筒直径：400mm 每日工作时数：24h 传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 设计任务书……………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料目录…………………………………………………18 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三． 原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 设计内容

1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写 五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张 3． 设计说明书一份 六． 设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择 1）工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW 2）电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW 3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14 2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 转速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（N•m）39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即 dt≥

1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85（2）计算圆周速度 v= = =0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1= = mm=73.6mm（7）计算模数mn mn = mm=3.74 3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥ 1）确定计算参数（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47（4）查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7）计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。2）设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4．几何尺寸计算 1）计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4）计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5）结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋 II轴：

1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。4． 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N 5．精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，（[2]P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，（[2]P37附图3-1）故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 b)碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为，c)安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。I轴：

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确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

d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm 4．按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算 I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 II轴：

6、轴承30307的校核 1）径向力 2）派生力，3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 III轴：

7、轴承32214的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算

代号 直径

（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩

（N•m）极限应力（MPa）

高速轴 8×7×60（单头）25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80（单头）40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12×8×70（单头）40 58 4 191 41.2 低速轴 20×12×80（单头）75 60 6 925.2 68.5 18×11×110（单头）60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径，轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84 减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封

一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结

篇6：单级齿轮减速器机械优化设计范文

一、电动机的选择(1电机类型和转速Y系列三相交流异步电机(2电机功率和型号工作机的有效功率(kwPw 弹性联轴器η1

电动机所需的功率(kwPd工作机滚轮转速n(r/min 电机型号的确定轴外伸长度E

二、传动比的分配高速级传动比i1各轴的运动及动力参数计算

轴号ⅠⅡⅢⅣ 齿轮的设计 F(kn1.9 转速(r/min

1000 2.3750.99闭式齿轮（7级）η20.982.73608170474.60387957总传动比12.86796351Y132S-6额定功率(kw380轴外伸轴径D38 总传动比12.86796351 4.090030875低速级传动比i23.146177596 转速(r/min 960234.717054574.6038795774.60387957功率2.7087208872.6280010042.5496865742.498947811转矩26.94612965106.9262293326.3839216319.8888816 高速级（斜齿圆柱齿轮）

精度等级材料硬度

选小齿轮齿数z1初选螺旋角β 设计计算公式： 7级

45钢调质处理（大）40Cr（调质）（小）2402414 d 1≥ HBS 大齿轮齿数z20.244346095 28098.16074101 ⎫⎪⎪⎭ 2 2KT 1u ±1⎛z E z H d αu H ⎝试选Kt 区域系数ZH端面重合度εα

小齿轮转矩T1齿宽系数φd 应力循环次数N1

接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用接触应力许用弯曲应力小齿轮分度圆d1t圆周速度vh 1.62.433εα11.6226946.12965

1189.8

***00.910.85

0.961.4546537303.571428636.589045821.83916604136.589045821.4792581163.32833076110.993212051.9028713182.321741.423468131.67470892 0.78N.mm 图10-30εα2 表10-7

大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度238.8571429 m/s 载荷系数K 校正的分度圆直径d1 计算模数mn 计算齿根弯曲强度

m n ≥2.207251.9028713180.8826.27234788 2KT 1Y βcos 2β 2φd z 1εα ∙ Y Fa Y Sa σF β

计算当量齿轮Zv1 图10-28 计算当量齿轮Zv2

齿形系数应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 0.0136294041.220059343

2.5918295632.173301252 0.016347711 由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的

230.043478355.95652174（变位圆柱齿轮）3.1461775962.628001004 7级

45钢调质处理（大）大齿轮分度圆直径d2 齿宽低速级齿轮设计低速级传动比i2输入功率精度等级材料

硬度

初选小齿轮齿数Z1圆整55 小齿轮转速n1234.7170545 40Cr（调质）24024HBS 大齿轮齿数z228075.50826232 试选Kt 小齿轮转矩T1齿宽系数φd

应力循环次数N1

接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用弯曲应力1.3106926.2293 1189.8

***0

0.910.8511.4546303.5714286

大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度表10-7

h b/h载荷系数K校正的分度圆直径d1 计算模数m

n 计算齿根弯曲强度

66.613195160.81865993166.613195162.7755497986.24498704610.666666671.867687575.164692563.13186219 m/s

计算载荷系数K齿形系数

应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 2KT Y Y m ≥⋅2 φd Z 1[σF ]

0.0137226352.21192782

由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的 齿数Z1齿数Z2几何尺寸计算小齿轮分度圆直径d1大齿轮分度圆直径d2 齿宽中心距a变位后的压力角变位系数和小齿轮变位系数 25.0548975278.6544399***.50.389734615 0.65 0.48 圆整 2580 80 160 22.33014857大齿轮变位系数 0.17 轴的设计

轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 材料

选用弹性柱销联轴器

初选轴承轴结构设计周向定位键连接

2.70872088755.9565217445调质K A LT67209C 325810

转速(r/min 960963.1095292***计算转矩Tca 3245451950 min 1.3 半联轴器孔径d1 d 40458 载荷水平面垂直面

支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 大齿轮受力材料初选轴承轴结构设计

套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力大齿轮分度圆直径d2 材料初选轴承轴结构设计

套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力 720.2107603242.8987689311.9361432 32985.652826967.61260433713.5123932987.5 26946.12965 1.73100776安全2.628001004 75

转速(r/min 234.7170545 2851.366114 963.1095292 45调质d min 25.055994757210C d 50505581386280D 57d b 16h 水平面垂直面

1716.0314172.2251852223.859632893180.5050212365.76829-17933.90215 94890.62842106926.2293 9.16347184安全<602.54968657424045调质

62126040D 转速(r/min 74.603879572851.36611436.34626742 608212d min d 707260 水平面垂直面

919.09516881932.270946334.5232839 122699.20544658.8 130573.7667326383.9216

6.862099051安全<60 机械设计课程设计

转速(m/s1.25滚筒直径(mm320 1500 滚动轴承η30.99滚筒η40.96总效率η0.868029634 20.10619298 同步转速(r/min1000满载转速(r/min 中心高H132 960总传动比12.86796351 传动比4.0900308753.146177596 1 HBS 相差99 0.84 图10-26 550图10-21d380图10-20c 计算载荷系数K使用系数KA1.251.09 1.421.35

1.21.2 40 点1 ***7070 图10-2

图10-8表10-4表10-13 插值函数 点2 1.45802.627272.181501.791502802002.24801.75 80 2.571.62.141.833202.221.77 1.5951.463 1.5963617391.796698748 2 表10-5表10-5 计算的法面模数mn=2mm，d1=41.421mm 误差

0.005154053 0.89 60 HBS 相差76-40 550380图10-21c,d图10-20c,b图10-19图10-18 计算载荷系数K使用系数KA1.251.051.4231.3511 图10-2

图10-8表10-4 表10-13 1.59 1.773

表10-5表10-5 计算的法面模数mn=3mm，d1=75.16mm 误差 0.017107236 转矩(N.mm 26946.12965363.244041616.61772864 828560100 261.598203 加入键槽35029.96855长度LD 525 L1B 526060194510 a 5 18.219 垂直面

51.30789841-351.4501501987.52505 σ 0.6 转矩(N.mm

106926.2293

1037.812393363.2440416 261.598203 D 90B 20 5750***.54510 L 40 垂直面

450.708718232360.88597 σ0.6 转矩(N.mm 326383.92161037.812393 D 110B ***0 82 67 10 垂直面

703.2891087658.8584

σ0.6

跨距L距离X181.6135.8181.6135.8197133.5197133.5 a 19.4 da 69 351 轴外伸轴径38轴外伸长度80 横坐标 24 26.27234788 26.27234788 108.373435 108.373435 200 72 72值1.44482.591831.5963622.1733011.7966993202.2361.754 #DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!