机械设计基础课程设计双级圆柱齿轮减速器.docx
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机械设计基础课程设计双级圆柱齿轮减速器
机械设计课程设计任务书
姓名：
田毅班级：
交通运输工程2班
学号：
201131150118
指导老师：
夏红梅
设计时间：
2013.12.1—2013.12.26
华南农业大学工程学院
1机械设计课程设计题目及传动方案3
2电动机的选择计算4
3传动装置运动和动力参数的选择计算5
3.1分配传动比5
3.2运动和动力参数计算5
4传动零件的设计计算7
4.1减速器外传动及传动零件设计7
4.2减速器内传动及传动零件设计8
5轴的设计计算12
5.1高速轴12
5.2中间轴13
5.3低速轴15
6轴承的设计17
7联轴器的设计18
8键的设计18
9润滑与密封19
10箱体及附件的结构设计和选择19
11设计小结20
12参考资料20
1机械设计课程设计题目及传动方案
设计题目：
带式输送机传动装置
传动方案：
链传动两级圆柱齿轮减速器电机一两级圆柱齿轮减速器一链传动一工作机
III
5电动机
4联轴器
3减速器
2链传动
1输送带鼓轮
设计参数：
输送带的牵引力：
F=10KN输送带的速度：
v=0.48m/s提升机鼓轮的直径：
D=390mm
设计要求：
1）输送机运转方向不变，工作载荷稳定。
2）输送带鼓轮的传动效率取为0.97。
3）工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时
2电动机的选择与计算
（1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。
（2）选择电动机容量，电动机所需工作功率为
，工作机所需功率
PW
Fv
1000
传动装置的总效率为
确定各部分的效率为：
滚子链传动效率
0.96，滚动轴承（一对）效率
=0.99，联轴器传动效率
4=0.99
闭式齿轮传动效率3=0.97，输送带鼓
轮传动效率5=0.97
代入得二0.833所需电动机功率为巳=5.76kW
因载荷平稳，电动机额定功率P，d略大于Pd即可，查表：
丫系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为7.5kW.
（3）确定电动机的转速
601000v
兀D
=28.65r/min
通常，链传动的传动比常用范围为2-5，二级圆柱齿轮减速器为8-40，则总传动
比的范围为ia=16-200，所以电动机转速的可选范围为
nd=匚入=（16~200厂28.65r/min=（458-5730）r/min
符合这一范围的同步转速有750,1000,1500和3000r/min。
选用1500r/min和
1000r/min的电动机进行比较，查表得：
（安装型定为B3）
万案
电动机型号
额定功
率/kw
同步转速/满载转速
（r/min）
外形尺
寸L
安装尺
寸A
电动机中心高
H
轴伸尺寸
D,E,F
1
Y132M-4
7.5
1500/1440
515
216
132
+0.018,80,10
2
Y160M-6
7.5
1000/970
600
254
160
+0.018,110,12
由于方案1转速高，占用体积也小，故采用方案1.
3传动装置运动和动力参数的选择计算
3.1分配传动比（初步）
nm
nw
1440
28.65
二50.26
（2）分配传动比,
取滚子链传动比i34=3，则对于展开式二级圆柱齿轮减速器
高速级传动比i121.4i23（低速级传动比），总传动比i二汙=16.75，
i34
i12i23=16.75，解得i12=4.84，i23二3.46
3.2计算传动装置的运动和动力参数
电动机轴二巳=5.76kW
n0nw1440r/minT0=9550」=38.2Nm
n0
1轴（高速轴）q=n0二1440rmin
R=R4二
2轴（中间轴）
E=印2口3=
3轴（低速轴）
BB23=
4轴（鼓轮轴）
570kWT=9550E=37.8Nm
ni
n2=297.52「/min
i12
F2
547kWT2=9550一=175.6Nm
i23
n厂亠
i34
-85.99r，min
F3
T；=9550」二583.1Nmn3
=28.66rmin
F
T4二9550丄二1662.8Nm
5.25kW
p4=—=4gWn4
n2
各轴运动和动力参数
轴名
功率P/kw
转矩T/N•m
转速
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴
5.76
38.2
1440
1
0.99
1轴
5.70
5.64
37.8
37.4
1440
4.84
0.96
2轴
5.47
5.42
173.8
173.8
297.52
3.46
0.96
3轴
5.25
5.20
583.1
577.3
85.99
3
0.95
4轴
4.99
4.94
1662.8
1646.2
28.66
4传动零件的设计计算
4.1减速器外传动及传动零件设计链传动
由之前的计算，得知从减速器箱体出来后就是链传动，即低速轴输出
P=5.20kw,n=85.99r/min,传动比i=3（滚子链）
1链轮齿数
选Z1=25,大齿轮齿数Z2=i*Z仁3*25=75
2链条节数
初定中心a0=40p,则LP=2更-却字•卫（兰Zl）2=131.6节
p2a02兀
取链节数为132
3计算功率
KA=1.0,FC二KaP二5.20kW（载荷平稳）
4链条节距
由式P。
9估计此链传动工作，Kz=（3）1.08=1.34，采用单排链，km=1.0，
KZKm19
故p。
=3.88kw，查表得当n=85.99r/min时，12A链条能传递的功率为4.0kW,故采用12A链条，节距p=19.05mm
5实际中心距
将中心距设计成可调节的，不必计算实际中心距。
可取a~a0=40p=762mm
6计算链速
v==p"0.68m/s.0.6m/s，符合一般规定。
601000
7作用在轴上的压力
P
取Fq=1.3F,F=1000VC=7647.1N，FQ=9941.2N
8润滑方式
查表得可选用L-AN100（0~40C环境），人工定期润滑或滴油润滑均可。
4.2减速器内传动零件设计
设计的减速器为两级直齿圆柱齿轮减速器
1高速级传动比i1=4.84，高速轴转ni=1440r/min，传动功率Pi=5.64kw，采用
软齿面。
（1）选择材料及确定许用应力
小齿轮材料选用40MnB调质，齿面硬度为241-286HBS口Hlim1=730MPa，
cFE1=600MPa大齿轮为ZG35SiMn调质,齿面硬度为241-269HBS，
二Hlim2=620MPa，二fe2=510MPa
应力循环次数
N=83001660480二1.1109次
查表得寿命系数Khn=0.92；Kfn=0.86。
取Sf=1.25,Sh=1,
[；「H]仁Khn-Hlim1二0.92730MPa=671.6MPaSH
[匚H]2=0.92620MPa二570.4MPa
[F仁KfnFE1=0.86600MPa=412.8MPa」Sf1.25
0.86汉510
E]2=-T25TMPa=350.9MPa
（2）按齿面接触疲劳强度设计
设齿轮按8级精度制造，取载荷系数K=1.2，齿宽系数I二0.8
小齿轮上转矩T厂9.55106巳=3.6104Nm
取ZE=189.8,ZH=2.5
i11（ZeZ
i1
["2）
2
=45.42mm
齿数取乙
=23，贝UZ2
=4.84
23二
111，模数
m旦二1.97mm
Z1'
故实际传动比i1
111,“
"234.83齿宽,
b=ddi
=0.845.42mm36.34mm
取bi=45mmb2=40mnr，m=2mn实际的①=乙汇m=23汇2mm=46mm,
d2=1112mm二222mm
中心距a=勞2
=（46222）/2=134mm
（3）验算轮齿弯曲强度
齿形系数表查得YFa1
2.
80；YFa2=2.20；Ysa1沁58；
Ysa2=1.82
2KTYFaY
Sa1
b2m2Z1
106.8MPaz[匚F]1
二412.8MPa
YFa2>Sa2
-F1-
F1YFaXa1
96.6MPa^[二F]2
-350.9MPa
安全。
（4）
计算圆周速度'■
d1n1
（5）
采
V
60汉1000
齿轮的其他参数
用
ha*
二1.0,c*
二0.25,ha
齿顶圆直径da1
二d12ha
da2
齿根圆直径df1
=3.41ms，查表知选用
8级精度即可。
50mm
工d22ha=226mm
=g-2hf=41mm
df2二d2-2hf二2仃mm
2.0,hf二（ha*
c*）m=2.50
2低速级传动比i2=3.46，中间轴转速n2=297.52r/min，传动功率巨=5.42kw.
米用软齿面。
（1）选择材料及确定许用应力
小齿轮、大齿轮材料均选用40MnB调质，齿面硬度为241-286HBS,
jiimi=730MPa，二FEi=600MPa
应力循环次数
N=83001660480二1.1109次
查表得寿命系数Khn=0.92；Kfn=0.86。
取Sf=1.25,Sh=1,
-h]1=
KHNHlim1
Sh
0.92730MPa=671.6MPa
1
[二f]1=
KfnFE1
SF
0.86600MPa=412.8MPa
1.25
（2）按齿面接触疲劳强度设计
设齿轮按8级精度制造，取载荷系数K=1.2，齿宽系数冷二0.8
小齿轮上转矩T2二9.55忖—=1.76105Nm
n2
取Ze=189.8,Zh=2.5
d1
32KT2i2/1（ZEZ]H）2=69.78mm
■.di2[二H]
齿数取乙=28，则Z2二3.4628
d1
96.88，模数m=-=2.49mm
z1
故实际传动比i1
97
28
3.46，齿宽b=dd[=0.868.9mm=55.12mm
取d=65mmb2二60mm,m=2.5mm,
实际的=Z［疋m=28疋2.5mm=70mm,d2
二972.5mm242.5mm
中心距a
d1d2
T5242.5）/2「56・25mm
（3）验算轮齿弯曲强度
齿形系数表查得YFa1=2.65；Ypa2二2.22；
Ysa1=161；Ysa2二1.80
（4）
（5）
2KTYFa1YSa1二仃〔.bMPaHrh
bm乙
412.8MPa
-F1YFa2YSa2
YFa1YSa1
二160.8MPa空［r］2
计算圆周速度v。
d1n2
601000
1.09ms
齿轮的其他参数
412.8MPa,
查表知选用
安全。
9级精度即可。
采用正常齿制，则
ha*二1.0,c*
二0.25,ha
ha
*m=2.5,hf=（ha*
c*）m=3.125
齿顶圆直径da1
=d1
2ha
75mm
da2
=d2
2ha
二247.5mm
齿根圆直径d"
二d1
-2hf
工63.75mm
df2=d2-2hf-236.25mm
5轴的设计计算
5.1高速轴
iL■-1
1
1
r——!
1
轴的形状如图，由齿轮数据，定轴从左至右直径分别为
32mm,40mm,50mm,40mm,32mm,27mm,22mm长度分别为17mm,12mm,45mm,113.2mm,17mm,20mm,38mm
由于小齿轮太小，故将小齿轮和轴并在一起设计成齿轮轴，由之前算的数据，得:
da1=50mm，*=46mm,b=45mm,=23，T1=37.4Nm,取
「=20，得直齿圆柱齿轮上圆周力Ft
%=1626.1N，径向力
d1
Fr=Ftan、=591.9N
Mav二L=23.0Nm
M^h=F1HL=61.7Nm
Fv/b”
Mav
2
（1）求垂直面的支承反力
2.8F
F.z436.1N
F2v=Fr-F^=155.8N
3.8
（2）
求水平面的支承反力
F1H
二2■生二1198.2N
3.8
F2H=F-F〔H=427.9N
（3）求垂直面和水平面的弯矩图:
（4）合成弯矩图
M=23.0261.72
=65.8Nm
（5）危险截面的当量弯矩
Me二Ma（:
T）2=69.5Nm
（6）计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45钢，调制处理,
匚b二650MPa,查表得［；j］二60MPa,则
d30.J60二22.6mm
而d^>22.6mm故设计合理。
5.2中间轴
1342
轴的形状如图，由齿轮数据，定轴从左至右直径分别为
32mm,44mm,50mm,44mm,38mm,35mm,32mm长度分别为17mm,9.5mm,50mm,35.7mm,65mm,10mm,17mm
由之前算的数据，得：
d2=50mm，①=38mm，
小齿轮=70mmdai=75mm=28,
大齿轮d?
=222mmda2=226mmZ2=ill,
T=仃3.8Nm,取：
=20,
得直齿圆柱齿轮上圆周力Ft=£=1565.8N,Ft'二红=4965.7N
td2tdi
径向力Fr=FtanG=569.9N,Fr=Ftana=1807.4N
（1）求垂直面的支承反力
195.7
F1v=144.2Fr51Fr=890.9N
二543.81771-862二1486.4N
（2）
求水平面的支承反力
F1H
二144・2F51F=2447.8N
195.7
F2H
=14944866-2369二4083.7N
（3）求垂直面和水平面的弯矩图：
Mv1=L=45.9Nm
MU=FqL'=75.7N-m
虬屮=F1HL=126.1Nm
MLh2二F2HL二208.7Nm
（4）合成弯矩图
M^=pMaf+Moh/=134.2Nm
Ma2二.Ma\^2Ma^=222.0Nm
（5）危险截面的当量弯矩
皿二Ma2（：
T）2二245.3Nm
（6）计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45钢，调制处理，二b二650MPa,查表得［.b］二60MPa,则
'Me'
d工Vo〔況60=34.4mm而di>34.4mm，故设计合理。
5.3低速轴
231
轴的形状如图，由齿轮数据，定轴从左至右直径分别为46mm,50mm,54mm,60mm,65mm,60mm,54mm长度分别为30mm,30mm,25mm,89.7mm,60mm,17mm,25mm
由之前算的数据，得：
da二247.5mm,d二242.5mm，z二97
T二577.3Nm,取:
=20，得直齿圆柱齿轮上圆周力Ft=4762.1N,
d
径向力Fr二Ftan：
二1733.2N
（1）求垂直面的支承反力
132.2Fr二1122.1N
204.2
（2）
求水平面的支承反力
F1H
61Ft3083.0N
204.2
F-F1H=1679.1N
（3）
F力在支点上产生的反力
二53竺=2604.6N204.2
99602609.5二12545.8N
（4）绘弯矩图:
叫二L=80.7Nm
I^h=F伯L=221.7Nm
F力产生的弯矩:
MU=F1F204.2mm=531.9Nm
72mm二187.5Nm
在3点处：
MaF=F|F
（5）求合成弯矩，考虑最不利的情况,
=,；MaVMV=423.4Nm,而MU=531.9Nm
（6）求危险截面的当量弯矩，由（5）可知，在2处的截面最危险，其当量弯矩
/22"
M二M2F（:
T）二634.7Nm
（7）计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45钢，调制处理，二b=650MPa,查表得［二Jb］二60MPa,则
=47.3mm而54mm47.3mm，故设计合理。
6轴承的设计
（1）高速轴：
由此前设计的高速轴选定滚动轴承代号为7305AC的角接触球轴承
（一对），已知轴承载荷Fri二436.1N，巳二155.8N，n=1440r/min,预期寿命Lh=38400h（816300），Fs1=0.68Fr1=296.5N，
Fs2=0.68Fr2=105.9N，因为•FS2，所以轴承2为压紧端，轴承1为
放松端，Fa1=Fa?
=2965N，查表得e=0.68，而Fa1/F“=0.68，
Fa2/Fr2=1.9，查表得：
X仁1,丫仁0,X2=0.41，Y2=0.87,故当量动载荷为
P二X1Fr1策陷=436.1N
P2二X2&2Y2Fa2二321.8N，查表得fp二1.0,ft=1，
Cr1二f^（6?
Lh）1/3二6504.3N，查表得C^21500NG，故所选
ft10
7305AC轴承适用。
（2）中间轴：
由此前设计的中间轴选定滚动轴承代号为7305AC的角接触球轴承
（一对），已知轴承载荷Fr1二890.9N，Fr2二1486.4N，n=297.52r/min,预期寿命Lh=38400h（816300），Fs1=0.68Fr1=605.8N，
Fs2二0.68Fr2二1010.8N，因为Fs^:
:
Fs2，所以轴承1为压紧端，轴承2
为放松端，Fa1=Fa2=1010.8N，查表得e=0.68，而Fa1/F^=1.15，
Fa2/Fr2=0.68，查表得：
X2=1,Y2=0,X1=0.41,丫仁0.87,故当量动载荷为
P二X,Fr1Y〔Fa1二1244.7N
巳=X2Fr2'丫2Fa2二1486.4N,查表得fp=1.0,ft=1,
fpP|60n1/3
Cr1”（了Lh）二13106.0N，查表得Cr=21500N6，故所选
ft10
7305ACW承适用。
（3）低速轴：
由此前设计的低速轴选定滚动轴承代号为7309AC的角接触球轴承
（一对），已知轴承载荷Fr1二1122.1N,Fr2二611.1N,n=85.99r/min,预
期寿命Lh=38400h（816300）,F$1二0.68F,二763.0N,
Fs2二0.68Fr2二415.5N,因为•FS2,所以轴承2为压紧端，轴承1为
放松端，Fa1=Fa2=7630N,查表得e=0.68,而Fa1/Fr1二0.68,
Fa2/Fr2=1.25,查表得：
X仁1,丫仁0,X2=0.41,Y2=0.87,故当量动载荷为
P二X1Fr1Y1Fa1二1122.1N
B-X2Fr2丫2Fa2=9M.4N,查表得fp=1.0,ft=1,
fpR60n1/3
Cr1f^（了Lh）=6541.5N,查表得0=21500N-CM,故所选
Tt10
7309AC轴承适用。
7联轴器的设计
由之前的计算知电动机轴输出转矩T=38.2N・m,转矩n=1440r/min,由于工作机为
带式输送机，Ka=1.5,Tc二KAT=57.3Nm,
22汇52
选用型号为GYS2联轴器GB/T5843配合高速轴,
J〔22汉38
查得公称转矩Tn=63Nm,许用转速np=10000r/min,TnTc,np•n符合
规定。
8键的设计
（1）高速轴上安装联轴器处采用圆头普通平键
（A型），查表得：
b=6,h=6,L=30,
挤压强度校核：
普通平键二p
4T
dhL
二37.8MPa，查表得
L-p]=12515M0Pag，故符合设计
（2）中间轴上安装小齿轮处采用圆头普通平键
（A型），查表得：
b=10,h=8,L=50,
挤压强度校核：
普通平键-p
4T
dhL
=45.7MPa，查表得
-p=12-15M0Pap，故符合设计。
（3）中间轴上安装大齿轮处采用圆头普通平键
（A型），查表得：
b=14,h=9,L=38,
挤压强度校核：
普通平键-p
4T
dhL
二40.7MPa，查表得
二p=12-15M0Pap，故符合设计。
（4）低速轴上安装联轴器处采用圆头普通平键
（A型），查表得：
b=18,h=11,L=50,
挤压强度校核：
普通平键-p
红=64.6MPa杳表得
dhl，杳表得
「=12-15M0Pap，故符合设计。
9润
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