机械设计课程设计系列——二级同轴式斜齿轮减速器设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目二级同轴式圆柱齿轮减速器班级:机制 4班学号 : 20080584设计人员 : 程乾指导老师 :雒晓兵2011-01-08兰州交通大学博文学院机电工程系目录一课程设计任务书2二设计要求2三设计步骤31.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比64.计算传动装置的运动和动力参数65.齿轮的设计76.滚动轴承和传动轴的设计117.键联接设计258.箱体结构的设计269. 润滑密封设计2810.联轴器设计28四设计小结28五参考资料29111一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1运输带2卷筒3联轴器4

2、二级圆柱齿轮减速器5电动机原始数据：数据编号12345678运送带工作拉力 F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度 v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径 D/mm220240300400220350350400数据编号910111213141516运送带工作拉力 F/N45004800500055006000600080008500运输带工作速度 v/(m/s)1.81.251.51.21.31.51.21.3卷筒直径 D/mm400500500450450500400450数据编号17181920212223运送

3、带工作拉力900095001000010500110001150012000F/N运输带工作速度1.41.51.61.71.81.92.0v/(m/s)1传动装置总体设计方案卷筒直径 D/mm5005506005505004504001. 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：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，电压 380/220V;5. 运输带速度允许误差：± 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.

4、完成减速器装配图一张（ A0 或 A1）。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 ：第十六组数据 ：运送带工作拉力 F/N 2600 。运输带工作速度 v/(m/s)1.1 。卷筒直径 D/mm220 。1）外传动机构为联轴器传动。2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。F8500Nv1.3 m sD450mm2 、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3) 方案简图如上图4）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减

5、速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮Pw 2.86kw的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。 原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机。0.87总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。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 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为PwFv从电动机到工作机传送带间的总效率为Pd3.3kw3 ）确

6、定42电动机23451转速由机械设计课程设计指导书表1-7 可知：nw95 .5 r min1 ：联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）2 ：滚动轴承效率0.99 （球轴承）3 ：齿轮传动效率 0.98 （ 7 级精度一般齿轮传动）4：联轴器传动效率 0.99 （齿式联轴器）5：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为PwPd选定电动机型3）确定电动机转速号 Y160L-4按表 1-8 推荐的传动比合理范围， 两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比 i '840而工作机卷筒轴的转速为60vnwD所以电动机转速的可选范围为n i 'nw(8 40)95.5 r min (764 3

7、820) r mind符合这一范围的同步转速有750 r min 、 1000 r min 、1500 r min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素， 为使传动装置结构紧凑， 决定选用同步转速为 1500 r min 的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表12-1 选定电动机型号为 Y160L-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率 /kw满载转速 /(r/min)启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160L-418.529302.22.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表：3、计算传 动 装置 的 总传 动 比和 分 配传 动 比（ 1）总传 动

8、 比i(2) 分配 传 动比4.计算传 动 装置 的 运中心外型尺寸底脚安装地 脚 螺轴伸尺寸装键部位尺动 和 动高L ×（ AC/2+AD ）尺 寸 A栓 孔 直D×E寸 F×GD力参数×HD× B径 K1）各轴160645× 417.5× 385254×2541542× 11012 ×45的转速3. 计算传动装置的总传动比 i 并分配传动比(1). 总传动比 i为in m2）各轴n w的 输 入(2). 分配传动比功率ii i考虑润滑条件等因素，初定i5.54 ， i 5.543）各轴4.计

9、算传动装置的运动和动力参数的 输 入1). 各轴的转速转矩nnm 2930 r minI轴nnII轴528.88 r minii30 .68i5.54i5.54n 2930 r min n 528.88r minn95.47r minnw95.47 r minP3.23kwP3.13kwP3.04kwP卷2.98kwnnIII 轴95.47 r mini卷筒轴nwn95.47 r min2). 各轴的输入功率I轴PPd1 23.23kwII轴PP323.13kwIII 轴PP323.04kw卷筒轴P卷P422.98kw3）. 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 Td 为T d9 .5510 6P

10、d1 .08104Nmmn mI 轴TT d 1 21 . 06 10 4 N mm5.齿II轴TT 32i5.70 104N mm轮 的 设III 轴TT2i3.06105 Nmm计31)选卷筒轴 T卷T423.00105 Nmm定 齿 轮将上述计算结果汇总与下表，以备查用。类 型 、轴名功率 P/kw转矩 T/(N ·mm)转速 n/(r/min)传动比 i效率精 度 等I 轴3.23429305.540.971.0610级 、 材料 及 齿II轴3.135.70104528.88数5.540.972)初III轴3.04+3.0610595.47步 设 计10.98齿 轮 主卷筒

11、轴2.983.0010595.47选用直齿圆柱齿轮传动软齿轮面闭式传动7 级精度小齿轮材料45 钢（调质）大齿轮材料 45 钢(调质 )z123z2119要尺寸5.齿轮的设计1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数K t 1.4(1) 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。(2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 (GB10095-88) 。T1 8.144(3) 材料选择。由机械设计表 6.1 ，选择小齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 270HBS， 10 N mm大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 230HBS，二者材料硬度差为40HBS。d1(4

12、)选小齿轮齿数z123，则大齿轮齿数z2i z1 127E189.8Z2) 初步设计齿轮主要尺寸(1) 设计准则 : 先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即d1t2.323KT1 u 1( ZE ) 2du H 1> 确定公式内的各计算数值. 试选载荷系数 K t1.4。. 计算小齿轮传递的转矩T19.55 106 P1.05104 N mmn. 按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表6.5 选取齿宽系数 d 1。 . 由机械设计表 6.3 查得材料的弹性影响系数 Z E 189 .8 MPa 。 . 由机械设计图 6.8 按齿面硬度查得小齿

13、轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2560MPa 。. 计算应力循环次数N160njL h60 2930 1 8 365 16 8.21 109N2N11.48109iMPaN1 4.09 109N2 7.94 108K HN10.90K HN20.95H 1=540MPaH 2=532Mpad1t 60.03 mmv 4.59 m s. 由机械设计图6.6 取接触疲劳寿命系数K HN10.90 ； K HN20.95 。 . 计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=1K HN1H lim 10.90600MPa540MPa H1SKHN2H l

14、im 20.95560MPa532MPaH 2SK1.2882>. 设计计算.试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 H 中较小的值。KT1u1( ZE )2d1 t58.38mmd1t 2.32334.81mmdu H . 计算圆周速度 v 。vd1t n134.812930601000605.34 m s1000. 计算载荷系数 K查表 6.2得使用系数 K A =1.0;根据 v5.34m s 、7 级精度查机械设计图10-8得动载系数 K V1.15 ；查机械设计图 6.13 得 K1.3 。则K K AKV K1 1.15 1.3 1.5. 校正分度圆直径 d1由机械设计 式（ 6

15、.14 ）， d1d1t 3 k / K t34.81 3 1.5/ 1.4mm35.6mm3>. 计算齿轮传动的几何尺寸. 计算模数 mmd1 / z135.6 / 231.55mm按标准取模数 m1.5mm. 计算分圆周直径 d1 、 d2m 2.5mmd157.5mmd 2297.5mma177.5mmB165 mmB260 mmd1z1m1.52334.5mmd2z2 m127 1.5190.5mmF lim 1240MPa. 计算中心距F lim 2220MPaad1d2(34.5190.5) / 2112.5mmK FN10.852K FN20.90. 计算齿轮宽度bd d1

16、34.5mmS=1.4YST2.0取 B235mm， B140mm 。 F1291.43. 齿高MPah2.25m2.251.5 3.375mm F2282.86(3). 按齿根弯曲疲劳强度校核MPaYFa 12.692KT1由机械设计式（6.12 ），FYFa YSa F YFa 22.16d z12 m31>. 确定公式内的各参数值YSa11.575. 由机械设计图 6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim 1280MPa；大 YSa21.81齿轮的弯曲强度极限F lim 2270MPa ；小 齿 轮. 由机械设计图 6.7取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 0.85 ， K FN

17、 20.90；的数值较. 计算弯曲疲劳许用应力；大，应按小取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，应力修正系数 YST2.0 ,得齿轮校核齿根弯曲疲劳K FN 1YST FE 1MPa强度 F12800.852/ 1.4340S268.7MPa 1F 2K FN 2YSTFE 22700.902 /1.4347.14MPaF 1286.7SMPa F1. 查取齿形系数 YFa 1 、 YFa 2 和应力修正系数 YSa1 、 YSa2弯曲疲劳强度足够由机械设计 表 6.4查得 YFa 12.69 ；YFa 22.16 ；YSa1 1.575；YSa21.81. 计算大、小齿轮的YFa YSa并加以比

18、较；F YFa 1YSa10.0125F1YFa 2YSa20.0113F2. 校核计算2KT1YFa YSa21.51.05104F 1231.02321.532.69 1.575 74.75MPa F 1d z1 m(4).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。其他有关尺寸按机械设计图 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传动轴的设计部分。6. 滚动 轴 承和 传 动

19、轴 的 设计6. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计 . 输出轴上的功率P 、转速n和转矩T由上可知P3.04kw ， n95.47r min， T3.06 105 N mm . 求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2mz21.5127 190.5mm而Ft2T3212.60Nd2FrFttan1169.29NFa0 . 初步确定轴的最小直径材料为 45 钢，正火处理。根据机械设计表11.3 ，取 C110 ，于是d min'C 3P34.86mm ，由于键槽的影响，故 d min1.03d min'35.91mmn输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。

20、为了使所选的轴直径 d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 TcaK A T ，查机械设计表10.1 ，取 K A1.3，则：TcaK A T397.8 N m按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GICL4 型鼓型齿式联轴器，其公称转矩为800N m 。半联轴器的孔径d38mm ，故取d38mm ，半联轴器长度 L82 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L50mm( 一).轴 的 设计. 轴的结构设计(1). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，- 段右端需制出一轴肩，故取- 段的直径d 54

21、mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 50mm ，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，故- 段的长度应比 L 略短一些，现取 l 82mm2).初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据d 54mm ，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6012, 其尺寸为 dDB60mm95mm18mm ，故 d d 60 mm；而l 20mm 。3).取安装齿轮处的轴端- 的直径d 65mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l 50mm 。

22、齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07 d ，故取 h 77mm。轴环宽度 b 1.4h，取6mm ，则轴环处的直径 dl 10mm 。4). 轴承端盖的总宽度为 30mm ( 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 。根据轴承端盖的装拆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 l20mm ，故 l 40mm。5).取齿轮距箱体内壁的距离 a12mm ，考虑到箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取 s3mm ，已知滚动轴承宽度 T18mm ，大齿轮轮毂长度 L60mm ，则l Tsa(6058)( 221232) mm35mm至此

23、，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d 由机械设计手册表4-1查得平键截面bh18mm11mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm ，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额为H 7 ；同样，半n6联轴器与轴的连接，选用平键为20mm12mm100mm ，半联轴器与轴的配合为H 7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的， 此处选轴的直径尺寸公差为 k6m6 。(3). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表1-27 ，取轴端圆角 245 。 . 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简

24、支梁的轴的支撑跨距L 2L 341mm55mm96mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C处的 M H 、 M V 及 M 的值列于下表。载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 110439.42 NFNV 1894.46NFNH 23207.64NFNV 2274.83N弯矩 MM H604436 .42N mmM V116941 .61N .mm总弯矩M615644 .97 Nmm扭矩 TT655197 .58Nmm. 按弯扭合成应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

25、危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ，轴的计算应力M2( T)2ca32.46MPaW前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由机械设计表11.2查得 1 60MPa因此ca1 ，故安全。. 精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面 A， , ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A, , ,B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看， 截面 C 上的应力最大。 截面的应力集

26、中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大， 故截面 C 也不必校核。截面显然更不必校核。 由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。(2). 截面左侧抗弯截面系数W0.1d 30.160 321600mm3抗扭截面系数WT0.2d 30.254331492.8mm3截面左侧的弯矩 M 为M左M6018430951 .479 N mm60截面 上的扭矩 T 为T655197.58Nmm截面上的弯曲应力Mb28.5

27、MPaW截面上的扭转切应力TT20.8MPaWT平均应力m 0MPa ， mT10.4MPa2应力幅ab28.5MPa ，am10.4MPa轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 11.2 得 B640MPa ， 1275MPa ，1 155MPa 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表 1.6 查取。因 r2.00.025， D851.0625 ，经差值后可查得d80d801.90 ，1.30又由机械设计图 2.7可得轴的材料的敏性系数为q0.80， q0.85故有效应力集中系数为k1q(1)1.72k1q(1)1.26由机械设计图 2.9的尺寸系数0.65 ；由图

28、2.9 的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计图2.12 得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即q1 ，则综合系数为k11 2.73KKk11 1.74查机械设计手册得碳钢的特性系数0.1 0.2 ，取0.10.05 0.1，取0.05于是，计算安全系数 Sca 值，则S146.08K amS18.74KamS S14.92 S 1.5Sca2S2SFt2831.30NFr1030.51N0.76Fa0取C 120dmin25.25mmTca122 .1Nmd1230mm故可知其安全。(3). 截面右侧抗弯截面系数W0.1d 30.185 327462.5mm3抗扭截面系数WT0.2d

29、 30.285 354925mm3截面右侧的弯矩 M 为M 右 M5529188797.66 N mm55截面 上的扭矩 T 为T655197.58Nmm截面上的弯曲应力M 右b6.87MPaW截面上的扭转切应力TT11.93MPaWT平均应力m 0MPa ， mT5.97MPa2应力幅ab6.87 MPa ，am5.97MPa过盈配合处的 kkk，由附表 1.4 用插值法求出，并取0.8 ，于是得k3.16 ， k2.53轴按磨削加工，由机械设计图2.12 得表面质量系数为0.92故得综合系数为d 2336mml1258mmd3440mmd7840mml 3418mml 7818mmkKkK

30、所以轴在截面右侧的安全系数为1SKa1SKa113.25112.6212.32m7.06mScaS SS2S26.13S1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。. 绘制轴的工作图，如下：d min28 .8mm(二).齿 轮 轴的设计( 二). 齿轮轴的设计 . 输出轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T由上可知 P3.23kw ， n2930r min ， T1.06104 N mm . 求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径d1mz11.523 34.5mm而Ft2T614.49Nd1FrFttan223.66 NFa0 . 初步确定轴的最小直径材料为45 钢，正火处理。根据机械设计表

31、11.3 ，取 C120 ，于是d minC 3 P12.40 mm ，由于键槽的影响，故 d min1.03d min'12.77 mm , 输出轴的n最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12 。为了使所选的轴直径d12 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 TcaK A T ，查机械设计表10.1 ，取 K A1.5 ，则：TcaK A T15.9 Nm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250 Nm 。半联轴器的孔径d16mm ，故取d1216 mm，半联轴器长度 L42mm ，半联

32、轴器与轴配合的毂孔长度L30 mm . 齿轮轴的结构设计(1). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，- 段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d 2320mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 30mm ，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，故- 段的长度应比 L 略短一些，现取 l 1228mm 。2). 初步选择滚动轴承。 因轴承只受径向力的作用， 故选用深沟球轴承。 按照工作要求并根据d 2320mm ，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6205，其尺寸为dDB25mm52mm15mm ，故d 34d 7825mm ， l34l 7815mm 。3).轴肩高度h0.07 d ，故取 h4mm ，则轴环处的直径