机械设计课程设计两级圆柱齿轮减速器

XX大学 课 程 设 计 课程名称 机械设计 题目名称__两级圆柱齿轮减速器_ 学生学院 机械工程学院 专业班级 机械班 学 号 学生姓名 指导教师 2011 年 6月 7日 目 录 机械设计基础课程设计任务书……………………………….1 一、传动方案的拟定及说明………………………………….3 二、电动机的选择…………………………………………….3 三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….3 四、传动件的设计计算………………………………………..5 五、轴的设计计算…………………………………………….15 六、滚动轴承的选择及计算………………………………….24 七、键联接的选择及校核计算……………………………….27 八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….28 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........31 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….32 十一、设计小结.........................................................................32 参考资料目录 一、课程设计的内容 设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，空载起动，单向运转，单班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器小批生产，使用期限为8年，每年按300天计。

二、课程设计应完成的工作 1．减速器装配图1张；

2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；

3．设计说明书 1份。

设计计算及说明 结　　果 一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即 一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-160。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱齿轮传动 二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。

2．电动机容量 1)输送带所需功率ＰＷ 2) 电动机输出功率Ｐd 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：
弹性联轴器；
滚子轴承；
圆柱齿轮传动；
V带传动=0.95 则 故 3．电动机额定功率 由[1]表20-1选取电动机额定功率 4．电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则 电动机转速可选范围为 可见只有同步转速为1500＼3000r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y100L2--4。主要性能如下表：
电机型号 额定功率 满载转速 起运转矩 最大转矩 Y100L2--4 3KW 1420r/min 2.2 2.2 5、计算传动装置的总传动比并分配传动比 1）、总传动比=31.70（符合16<<160）
2)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比= 二级减速器中：
高速级齿轮传动比 取 低速级齿轮传动比 三、计算传动装置的运动和动力参数 1．各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。

各轴转速为：
2．各轴输入功率 按电动机所需功率计算各轴输入功率，即 3．各轴输入转矩T(N•m) 将计算结果汇总列表备用。

项目 电动机 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ N转速（r/min）
1420 568 138.5 44.77 P 功率（kW）
2.49 2.37 2.28 2.19 转矩T(N•m) 16.75 i传动比 2.5 4.2 3.02 效率 0.95 0.98 0.97 四、传动件的设计计算 1．设计带传动的主要参数。

已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.49kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。

设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）
1）、计算功率 = 2)、选择V带型 根据、由图8-10《机械设计》p157选择A型带 3）、确定带轮的基准直径并验算带速v (1)、初选小带轮的基准直径，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径 （2）、验算带速v 因为5m/s<7.43m/s<25m/s,带轮符合推荐范围 （3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 ， 初定=250mm （4）、确定V带的中心距a和基准长度 a、 根据式8-20 《机械设计》p152 0.7 0.7 245a700 初定中心距=350mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+ =2×350+π×0.5×（100+250）+（250-100）（250-100）/4×350 ＝1265.57mm 由表8-2先带的基准长度=1250mm c.计算实际中心距 a＝+( -)/2＝350+（1250-1265.57）/2＝342.21mm 中心距满足变化范围:245—700mm （5）.验算小带轮包角 ＝180°-（-）/a×57.3° ＝180°-（250-100）/342.21×57.3° ＝154.88°>120° 包角满足条件 （6）.计算带的根数 单根V带所能传达的功率 根据=1420r/min 和=100mm 表8-4a 用插值法求得=1.35kw 单根v带的传递功率的增量Δ 已知A型v带，小带轮转速=1420r/min 转动比 i==/=2.5 查表8-4b得Δ=0.35kw 计算v带的根数 查表8-5得包角修正系数=0.935,表8-2得带长修正系数=0.93 =(+Δ)××=(1.35+0.35) ×0.935×0.93=1.25KW Z= =2.99/1.25=2.40 故取3根. （7）、计算单根V带的初拉力和最小值 ＝500*+qVV=93.56N 对于新安装的V带,初拉力为:1.5=140.34N 对于运转后的V带,初拉力为:1.3=121.63N （8）．计算带传动的压轴力 =2Zsin(/2)=550.13N （9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V带轮的结构形式为:腹板式. C．结构图 （略）
2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=236HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=190HBS 2)、按齿面接触强度计算: 取小齿轮=23，则=，=234.2=96.6，取=97并初步选定β＝12° 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数Zh=2.46 c.由图10-26查得, ,则 d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=580MPa大齿轮的为=390MPa h.由式10-13计算应力循环次数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.97 =1 =/S=562.6Mpa = /S=390 Mpa =(+)/2=476.3 Mpa 所以 3）、计算 （1）计算圆周速度: V=лn1/60000=1.34m/s （2)计算齿宽B及模数 B=φd=1X44.95mm=44.95mm =cosβ/=1.91mm H=2.25=4.30mm B/H=44.95/4.30=10.46 （3）、计算纵向重合度 =0.318φdtanβ=1.555 （4）、计算载荷系数 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故载荷系数 （5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式10—10a 得 ==50.34mm （6）、计算模数 = Cosβ/Z1=2.14mm 4）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 (1)、计算载荷系数: (2)、根据纵向重合度=1.555,从图10-28查得螺旋角影响系数 (3)、计算当量齿数 齿形系数 ， （4）、由[1]图10-5查得 由表10-5 查得 由图10-20C但得=215 MPa =170 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.90,=0.94 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=138.21 MPa =/S=114.14 MPa （5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代入[1]式（11-15）计算。

（6）、计算法向模数 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=50.34mm来计算应有的数,于是有: 取2mm；

（7）、则，故取=24 .则==100.8，取 （8）、计算中心距 取a1=127mm （9）、确定螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径: = = （11）、确定齿宽 取 5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定 低速轴的齿轮计算 1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2）、取小齿轮=23，则==69.46 取=70，初步选定β＝14° 3）、按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.4 b.由图10-30选取区域系数 c.由图10-26查得 则 d.计算小齿轮的转矩: 确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=580MPa大齿轮的为=390MPa h.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.97 =1 =/S=511.45Mpa = /S=354.55 Mpa =(+)/2=433 Mpa 所以 4）、计算 (1)、圆周速度: V=лn1/60000=0.51m/s （2）、计算齿宽b及模数 B=φd=1.1X71.66=78.83mm =cosβ/ =3.02mm H=2.25=6.795mm b/h=78.83/6.795=11.60 (3)、计算纵向重合度 =0.318φdZ1tanβ=2.01 a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故 载荷系数 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 ==81.64mm （5）计算模数 = cosβ/=3.44mm 5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 a上式中 b根据纵向重合度=2.01,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 c计算当量齿数 齿形系数 ， 由[1]图10-5查得 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.9,=0.92 d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=321.43 MPa =/S=249.71 MPa e比较 且，故应将代入[1]式（11-15）计算。

f法向模数 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=81.64mm来计算应有的数,于是有: 取4mm .则 g中心距 取a1=165mm h确定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径: = = J 齿宽 取 4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定 五、轴的设计计算 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。

第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 1．高速轴Ⅰ设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-3，取 2）初算轴的最小直径 高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大3%5%，=23mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28,30等规格，故取=24mm 高速轴工作简图如图(a)所示 首先确定各段直径 A段：=30mm 由最小直径算出。

B段：=35mm，在确定此轴段时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为（0.70.1)=,根据油封标准，选择毡圈孔径为35mm的JB/ZQ 4606-1997。

C段：=40mm，与轴承（角接触球轴承7208C）配合，取轴承内径，采用脂润滑。

D段：=48mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=4mm E段：=41.86mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116， G段， =40mm, 取轴承型号7208C。

F段：=48mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=4mm 第二、确定各段轴的长度 A段：=48mm,取带轮宽度，轴段长度略小于轮 毂长度。

B段：=75.5mm。

C段：=33mm, 与轴承（角接触球轴承7208C）配合,加上挡油环长度（参考《减速器装配草图设计》p24）
=B+=18+15=33mm。

G段：=33mm, 与轴承（角接触球轴承7208C）配合,加上挡油环长度（参考《减速器装配草图设计》p24）。

F段：，=12+10-15=7mm E段：
D段：=114mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度. 轴总长L=365.5mm 2、轴Ⅱ的设计计算 1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取 2）初算轴的最小直径 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选角接触球轴承7210C，故取=50mm 轴Ⅱ的设计图如下：
首先，确定各段的直径 A段:=50mm,与轴承（角接触球轴承7210C）配合 E段：=50mm. B段：=52mm, 非定位轴肩，与齿轮配合，略大于. C段：=62mm, 该段为中间轴上的齿轮提供定位，其轴肩范围为，取其高度为5mm. D段：=52mm. 然后确定各段距离：
A段：
=45mm, 考虑轴承（角接触球轴承7210C）宽度与挡油盘的长度。

B段：=98mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C段：=10.5mm. E段：=47.5mm。

D段：=46mm,轴长比轮毂长略短。

3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率P=3.02KW,转速n =44.77r/min, 轴的材料选用45钢（调质），可由表15-3查得=110 所以轴的直径: =40.23mm。因为轴上有一个键槽，故最小直径加大3%，=42mm。

由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为GB/T5014-2003，轴孔的直径=45mm长度L=84mm 轴Ⅲ设计图 如下：
首先，确定各轴段直径 A段: =45mm, B段: =55mm,非定位轴肩,h取5mm C段: =60mm,与轴承（角接触球轴承7212C）配合 D段: =72mm E段: =62mm, 便于齿轮安装。

F段: =60mm,与轴承（角接触球轴承7212C）配合 然后、确定各段轴的长度 A段: =82mm,由联轴器长度，△3，△2，挡油盘尺寸确定 B段: =46mm，与零件、轴承座、轴承端盖有关。

C段: =37mm, 轴环宽度并根据轴承（角接触球轴承7212C）宽度需要。

D段: =73.5mm,为轴承提供定位和固定作用。

E段: =89mm, 比轮毂略短。

F段: =50.5mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知：
设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图：
由材料力学知识可求得 水平支反力: 合成弯矩 由图可知,危险截面在C右边 W=0.1=9469 =/W=15MPa<60MPa 轴材料选用45钢，查手册 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知：
设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如下图：
由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩 由图可知,危险截面在c右边 W=0.1=433774 =/W=6.98MPa<60MPa 轴材料选用45钢，查手册 符合强度条件! 第三根轴: 求轴上载荷 已知：
设该齿轮齿向是右旋，则其受力图如下：
由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩 由图可知,危险截面在B右边 算得W=18300 =/W=15.36MPa<60MPa 轴材料选用45钢 查手册 符合强度条件! 六、滚动轴承的选择及计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为7208C角接触球轴承 1）计算轴承的径向载荷：
2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 7208C轴承的基本额定动载荷Cr=36800N,基本额定静载荷Cor=25800N. 两轴承派生轴向力为：
因为 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 、 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 因为 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天单班制.寿命8年.预期寿命：，故所选轴承适用。

2．Ⅱ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷：
2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 7210C轴承的基本额定动载荷C=42800N,基本额定静载荷Cor=32000N. 两轴承派生轴向力为：
因为 轴左移，右端轴承放松，左端轴承压紧 、 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 因为， N 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天单班制.寿命8年.故所选轴承适用。

2．Ⅲ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷：
2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 7212C轴承的基本额定动载荷C=61000N,基本额定静载荷Co=48500N. 两轴承派生轴向力为：
因为 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 、 2）
计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为e=0.68,X=0.41,Y=0.87 所以取 3）校核轴承寿命 故所选轴承适用。

七、键联接的选择及校核计算 钢 铸铁 1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键A10×28，b×h×L=6×6×20 单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa =125MPa 满足设计要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa 满足设计要求 3．Ⅲ轴上 １）联轴器处 采用键A，b×h×L=14×9×70 单键 满足设计要求 2）联接齿轮处 采用A型键A 单键 ＝125Mpa 满足设计要求 八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：
（1）判断危险截面 在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。

从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。

（2）.截面右侧：
抗弯截面系数 抗扭截面系数 左截面上的扭矩T3为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 轴的材料45钢,调质处理。由表15-1查得：
截面上理论应力系数按附表3-2查取。因 经查之为：；

又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；

故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：
皱眉经过表面硬化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得到综合系数为：
；

有附图3-2的尺寸系数 由附图3-3的扭转尺寸系数为 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；

又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数 则界面安全系数：
故可知道其右端面安全；

同理可知：E段左端面校核为：
抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV上的扭矩T3为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 由表15-1查得：
又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；

有附表3-8用插值法查得：
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；

；

又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数 则界面安全系数：
故E段左端截面的左端面都安全！ 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 减速器及其形式关系 机座壁厚 δ 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 机盖壁厚 δ1 0.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm 机座凸缘厚度 b 1.5δ=12mm 机盖凸缘厚度 b1 1.5δ=12mm 机座底凸缘厚度 p 2.5δ=20mm取30mm 地脚螺钉直径 df 0.036a+12=12.288mm取16mm 地脚螺钉数目 n a<250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75df=13.15mm取8mm 机盖与机座连接螺栓直径 d2 (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm 连接螺栓d2的间距 l 150~200mm取180mm 轴承端盖螺钉直径 d3 (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6 定位销直径 d (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12 df、d2、d3至外机壁距离 c1 d1、d2至凸缘边缘距离 c2 轴承旁凸台半径 R1 R1=C2=20 凸台高度 h 外机壁至轴承座端面距离 L1 c1+c2+(5~8)=44 内机壁至轴承座端面距离 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 ≥1.2δ=9.6mm取14mm 齿轮端面与内机壁距离 △2 ≥δ=8mm取10mm 机盖、机座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 轴承端盖外径 D2 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 轴承旁连接螺栓距离 s s≈D2 2、减速器附件的选择，在草图设计中选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。

十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。

十一、 设计小结 一个月的课程设计，让我收获颇多。首先，它让我对以前学的专业知识重新进行了一次比较全面的温习。其次，我进一步了解到自己在哪些方面的欠缺和不足，以便在今后的学习中进行弥补。本次课程设计在王剑彬老师的指导下终于圆满完成。

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