机械设计课程设计双级齿轮圆柱齿轮减速器.docx
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机械设计课程设计双级齿轮圆柱齿轮减速器
一、设计任务…………………………………………......….2
二、传动方案拟定…………….……………………………….2
三、电动机的选择……………………………………….…….3
四、计算总传动比及分派各级的传动比……………….…….3
五、运动参数及动力参数计算………………………….…….3
六、齿轮的设计计算………………………………….….…..4
一、高速级大，小齿轮的设计计算
二、低速级大，小齿轮的设计计算
七、轴的设计计算…………………………………………......9
一、高速轴的设计计算
二、中间轴的设计计算
3、低速轴的设计计算
八、转动轴承的选择及校核计算………………………….…21
九、键联接的选择及计算………..……………………………25
十、联轴器的选择与校核………..……………………………25
十一、减速器箱体及附件设计………..………………………26
十二、润滑与密封………………………………………….....27
十三、设计小结…………………………………………........28
十四、参考资料目录………………………………….….…..29
设计计算及说明
结果
一、设计任务
设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿轮减速器。
1.总体布置简图
图1
2.工作情况
工作有轻震，经常满载，空载起动，单向运转
2.原始数据
运输带拉力F：
1600N
卷筒的直径D：
400mm
运输带速度V：
s
带速允许偏差：
5%
使用期限：
5年
工作制度：
1班/日
二、传动方案拟定
传动方案如图1所示，整个系统由电动机，减速器，联轴器，卷筒，带式输送机组成。
减速器为三轴线双级斜齿轮减速器。
设计计算及说明
结果
三、电动机的选择
1.选择电动机类型
按题目要求，选择Y系列三相异步电动机
2.选择电动机容量
1计算工作所需功率Pw
Pw=FV/1000=1600×1/1000=
nw=60×1000V/πD=60×1000×1/400π=min
2传动总效率
机械传动概率值：
圆柱齿轮（闭式）η=；滚动轴承η=；弹性联轴器η=。
η总=××=
3电动机输出功率Pd=Pw/η总=
4电动机额定功率Ped
根据表20-1，选取电动机额定功率Ped=
5电动机转速
先根据工作机主动轴转速nw和传动系统中各级传动比的常用范围，推算出电动机转速可选范围。
根据表2-1，单级圆柱斜齿轮传动比i=3~5，则电动机可选范围nd=nw.×i2=430~1194r/min。
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min。
综上，根据电动机容量和转速，参考表20-1，选定电动机型号Y112M-6。
其主要指标：
额定功率：
，同步转速1000r/min，满载转速940r/min，转矩比，质量45Kg。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1.总传动比i=nm/nw=940/=
i=i1×i2=
2.合理分配各级传动比
i1=（~）i2；取i1=
所以i1=，i2=
五、运动参数及动力参数计算
图2
设计计算及说明
结果
1.计算各轴转速
nⅠ=940r/min
nⅡ=nⅠ/i1=min
nⅢ=nⅡ/i2=min
2.计算各轴功率
PⅠ=Pdη01=**=
PⅡ=PⅡη12=**=
PⅢ=PⅡη23=**=
3.计算各轴输入转矩
TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=·m
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=·m
TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=·m
项目
电动机轴
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速（r/min）
940
940
功率（KW）
转矩（N·m）
传动比
1││
效率
││
六、齿轮的设计计算
㈠．选择齿轮材料及精度等级
按题目要求，选择斜齿圆柱齿轮。
精度选择：
根据减速器为通用减速器，选择齿轮为7级精度。
材料选择：
小齿轮选用40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。
㈡．设计高速级大，小齿轮（注：
公式，图表均查自《机械设计》）
选小齿轮Z1=20，按照传动比，大齿轮Z2=97
初选螺旋角β=14°
→按齿面接触强度计算，即按照公式10-21
进行试算
A：
确定公式内各计算数值
1.试选Kt=
2.由图10-30，选取区域系数ZH=
3.由图10-26，查得εα1=，εα2=，εα=εα1=+εα2=
4.计算小齿轮传递转矩
设计计算及说明
结果
TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=·m
5.由表10-7选取齿宽系数Φd=1
6.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=2
7.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，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
8.由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60*940*1*（1*8*250*5）=*108
N2=N1/=*108
由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=,KHN2=。
9.计算接触疲劳许用应力
去失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：
[σH]1=KHN1σHlim1/S=*600=552MPa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=*550=
[σH]1=（[σH]1+[σH]2）/2=
B：
设计计算
1.试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：
d1t≥[（2***1000/1/1.63）***54）2]1/3=31.42mm
2.计算圆周速度V=（πd1tnⅠ）/（60*1000）=1.55m/s
3.计算齿宽b及模数mnt
b=Φd*d1t=31.42mm
mnt=d1tcosβ/Z1=*cos14°/20=1.52mm
h==3.42mm，b/h=
4.计算纵向重合度εβ=ΦdZ1tanβ=
5.计算载荷系数K
已知使用系数KA=；根据V=s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=；由表10-4查得KHβ的值为；由图10-13查得KFβ=；由表10-3查得KHα=KFα=
故载荷系数K=KA*KV*KHβ*KHα=***=
6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
由式10-10a，得d1=d1t（K/Kt）1/3=*1/3=
7.计算模数mn
mn=d1cosβ/Z1=*cos14°/20=1.73mm
→按齿根弯曲强度设计，即按照公式10-17
设计计算及说明
结果
A：
确定计算参数
1.计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=***=
2.根据纵向重合度εβ=，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=
3.计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3β=；ZV2=Z2/cos3β=
4.查取齿形系数
由表10-5查得YFa1=，YFa2=
5.查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1=，YSa2=
6.求[σH]1，[σH]2弯曲疲劳许用应力
由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度σFE2=380MPa；由10-18图，取弯曲疲劳寿命系数
KFN1=，KFN2=
计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=，由式10-12得
[σF]1=KFN1σFE1/S=
[σF]2=KFN2σFE2/S=
7.计算大，小齿轮的YFaYSa/[σF]，并加以比较，选择较大值
小齿轮YFa1YSa1/[σF]1=
大齿轮YFa2YSa2/[σF]2=
大齿轮的值更大
B：
设计计算
mn≥[（2***1000**cos2β/1*202**]1/3
=1.175mm
根据齿根弯曲强度确定模数，取mn=
按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算齿数。
于是由
Z1=d1cosβ/mn=*cos14°/=
取Z1=23
则Z2=uZ1=112
C：
几何尺寸计算
1.中心距计算
a=（Z1+Z2）mn/2cosβ=104.35mm，将中心距圆整为104mm
2..按圆整后中心距修正螺旋角
β=arccos[（Z1+Z2）mn/2a]=arccos（135*1.5/2/104）=°
β值改变不多εα，Kβ，ZH不修正
3.计算大，小齿轮分度圆直径
d1=Z1mn/cosβ=35.44mm；d2=Z2mn/cosβ=172.57mm；
4.计算齿轮宽度b=Φd*d1=35.44mm
圆整后去B2=36mm，B1=41mm。
设计计算及说明
结果
㈢．设计低速级大小齿轮（注：
公式，图表均查自《机械设计》）
选小齿轮Z1=20，按照传动比，大齿轮Z2=81
初选螺旋角β=14°
→按齿面接触强度计算，即按照公式10-21
进行试算
A：
确定公式内各计算数值
1.试选Kt=
2.由图10-30，选取区域系数ZH=
3.由图10-26，查得εα1=，εα2=，εα=εα1=+εα2=
4.计算小齿轮传递转矩
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=·m
5.由表10-7选取齿宽系数Φd=1
6.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=2
7.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，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
8.由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60**1*（1*8*250*5）=*108
N2=N1/=*107
由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=,KHN2=。
9.计算接触疲劳许用应力
去失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：
[σH]1=KHN1σHlim1/S=*600=582MPa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=*550=
[σH]1=（[σH]1+[σH]2）/2=
B：
设计计算
1.试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：
d1t≥[（2***1000/1/1.63）***）2]1/3=51.57mm
2.计算圆周速度V=（πd1tnⅡ）/（60*1000）=0.52m/s
3.计算齿宽b及模数mnt
b=Φd*d1t=51.57mm
mnt=d1tcosβ/Z1=*cos14°/20=2.5785mm
h==5.8mm，b/h=
4.计算纵向重合度εβ=ΦdZ1tanβ=
5.计算载荷系数K
已知使用系数KA=；根据V=s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=；由表10-4查得KHβ的值为；由图
设计计算及说明
结果
10-13查得KFβ=；由表10-3查得KHα=KFα=
故载荷系数K=KA*KV*KHβ*KHα=***=
6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
由式10-10a，得d1=d1t（K/Kt）1/3=*1/3=
7.计算模数mn
mn=d1cosβ/Z1=*cos14°/20=2.55mm
→按齿根弯曲强度设计，即按照公式10-17
A：
确定计算参数
1.计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=***=
2.根据纵向重合度εβ=，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=
3.计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3β=；ZV2=Z2/cos3β=
4.查取齿形系数
由表10-5查得YFa1=，YFa2=
5.查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1=，YSa2=
6.求[σH]1，[σH]2弯曲疲劳许用应力
由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度σFE2=380MPa；由10-18图，取弯曲疲劳寿命系数
KFN1=，KFN2=
计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=，由式10-12得
[σF]1=KFN1σFE1/S=
[σF]2=KFN2σFE2/S=
7.计算大，小齿轮的YFaYSa/[σF]，并加以比较，选择较大值
小齿轮YFa1YSa1/[σF]1=
大齿轮YFa2YSa2/[σF]2=
大齿轮的值更大
B：
设计计算
mn≥[（2***1000**cos2β/1*202**]1/3
=1.74mm
根据齿根弯曲强度确定模数，取mn=2mm
按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算齿数。
于是由
Z1=d1cosβ/mn=*cos14°/2=
设计计算及说明
结果
取Z1=26
则Z2=uZ1=105
C：
几何尺寸计算
1.中心距计算
a=（Z1+Z2）mn/2cosβ=135.01mm，将中心距圆整为135mm
2..按圆整后中心距修正螺旋角
β=arccos[（Z1+Z2）mn/2a]=arccos（131*2/2/135）=°
β值改变不多εα，Kβ，ZH不修正
3.计算大，小齿轮分度圆直径
d1=Z1mn/cosβ=53.59mm；d2=Z2mn/cosβ=216.41mm；
4.计算齿轮宽度b=Φd*d1=53.59mm
圆整后去B2=54mm，B1=59mm。
注（Fp，±fpt，ff，Fβ，±fa查自《机械设计课程设计》P178-179页，表19-3，19-4，19-6）
七、轴的设计计算
㈠．高速轴的设计计算
A：
高速轴直径的确定（注：
公式，图表均查自《机械设计》）
1.求出高速轴功率P=，转速n=940r/min，转矩T=·m。
2.求作用在齿轮上的力
Ft=2T1/d1=
Fr=Ft·tanan/cosβ=
Fa=Ft·tanβ=
力的方向如图3所示
图3
设计计算及说明
结果
3.初步确定轴的最小直径
按15-2式初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料，为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A0（P/T）1/3=112（940）1/3=。
为了便于高速轴与电动机轴连接，且高速轴上需要开键槽，所以将轴最细处直径适当放大至20mm。
所以选用滚动轴承为30305，其尺寸为d=25mm，D=62mm，T=
4.高速轴受力情况如图4所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩
图4
F1V=（Fr··d/2）/L=；F2V=Fr-F1V=
Mmaxv=·mm
F1H=，F2H=,MmaxH=·mm
总弯矩为
Mmax=（Mmaxv2+MmaxH2）1/2=·mm
扭矩T=·mm
设计计算及说明
结果
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。
根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=，根据：
=（+·）/203
=
轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得[σ-1]=70MPa
所以轴合格。
B：
高速轴结构设计
1.拟定轴上零件装配方案
装配方案如图5所示
2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴左端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段D=24mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=26mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度52mm，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Ⅰ-Ⅱ段长度为50mm。
②选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据Ⅱ-Ⅲ段D=24mm，选择圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25*62*，故Ⅲ-Ⅳ和Ⅸ-Ⅹ段D=25mm，Ⅲ-Ⅳ段长度为17mm。
左，右两端滚动轴承采用轴肩定位，故取Ⅳ-Ⅴ和Ⅷ-Ⅸ段D=32mm。
③取制齿轮轴的Ⅴ-Ⅷ段D=26mm，齿轮分度圆D=，Ⅵ-Ⅶ段长度45mm。
④Ⅱ-Ⅲ段考虑到轴承盖宽度，取76mm，Ⅸ-Ⅹ段长度为毡圈加轴承长度，为26mm。
其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取Ⅳ-Ⅴ段长度11mm，Ⅴ-Ⅵ段长度86mm，Ⅶ-Ⅷ段长度9mm，Ⅷ-Ⅸ段长度7mm。
至此已初步确定轴的各段直径和长度。
3.轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。
按Ⅰ-Ⅱ段直径查表17-1
设计计算及说明
结果
得平键截面b*h=6*6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证半联轴器和轴的连接，取半联轴器与轴的配合为H7/n6。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。
4.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表11-5，11-6，取轴端倒角1×45°，各轴肩处圆角半径为1mm
C：
由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得σca＜[σ-1]，故安全。
D：
精确校核轴的疲劳强度
考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面Ⅸ左
右两侧
1.截面Ⅸ左侧
抗弯截面系数W==*253=mm3
抗扭截面系数WT==*253=3125mm3
截面Ⅸ左侧的弯矩M=*=·mm
截面Ⅸ上的扭矩T=·mm
截面上的弯曲应力σb=M/W=
截面上的扭转切应力τT=T/WT=
轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得σB=735MPa；σ-1=355MPa；τ-1=200MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取，因r/d=1/25=，D/d=32/25=，查得ασ=，ατ=
又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qσ=，qτ=
故有效应力集中系数按式为
kσ=1+qσ（ασ-1）=
kτ=1+qτ（ατ-1）=
由附图3-2的尺寸系数εσ=1；由附图3-3的扭转尺寸系数ετ=。
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=
轴未经表面强化处理，即βq=1，则按式得综合系数为
Kσ=kσ/εσ+1/βσ-1=
Kτ=kτ/ετ+1/βτ-1=
又得碳钢的特性系数φσ=~，取φσ=；φτ=~，取φτ=
于是，计算安全系数Sca值，按公式得
Sσ=σ-1/（Kσ·σa+φσ·σm）=
Sτ=τ-1/（Kτ·τa+φτ·τm）=
Sca=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=>S=
故可知其安全。
设计计算及说明
结果
2.截面Ⅸ右侧
抗弯截面系数W==*323=
抗扭截面系数WT==*323=mm3
截面Ⅸ右侧的弯矩M=*=·mm
截面Ⅸ上的扭矩T=·mm
截面上的弯曲应力σb=M/W=
截面上的扭转切应力τT=T/WT=
轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得σB=735MPa；σ-1=355MPa；τ-1=200MPa
右侧半径大于左侧，故可知其安全。
所以高速轴强度是足够的。
㈡．中间轴的设计计算
A：
中速轴直径的确定（注：
公式，图表均查自《机械设计》）
1.求出中间轴功率P=，转速n=min，转矩T=·m。
2.求作用在齿轮上的力
大齿轮所受力：
Ft=2T2/d2=
Fr=Ft·tanan/cosβ2=
Fa=Ft·tanβ2=
小齿轮所受力：
Ft=2T1/d1=
Fr=Ft·tanan/cosβ1=
Fa=Ft·tanβ1=
力的方向如图6所示
图6
设计计算及说明
结果
3.初步确定轴的最小直径
按15-2式初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料，为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A0（P/T）1/3=112（）1/3=。
将轴最细处直径适当放大至30mm。
所以选用滚动轴承为30306，其尺寸为d=30mm，D=72mm，T=
4.中间轴受力情况如图4所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩
图7
F1V=（Fr1··d1/2-Fr2··d2/2）/=
F2V=Fr1-Fr2-F1V=
Mmaxv1=·mm，Mmaxv2=·mm
F1H=，F2H=2258N
MmaxH1=·mm，MmaxH2=·mm
总弯矩为
M1=（Mmaxv12+MmaxvH12）1/2=·mm
M2=（Mmaxv22+MmaxvH22）1/2=·mm
扭矩T=83800N·mm
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
设计计算及说明
结果
校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。
根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=，根据：
=（+·838002）/303
=
轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得[σ-1]=70MPa
所以轴合格。
B：
中间轴结构设计
1.拟定轴上零件装配方案
装配方案如图8所示
图8
2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据Ⅰ-Ⅱ段D=30mm，选择圆锥滚子轴承30306，其尺寸为30*72*，故Ⅰ-Ⅱ和Ⅵ-Ⅶ段D=30mm。
右端滚动轴承采用轴肩定位，故取Ⅱ-Ⅲ段D=40mm。
所以制齿轮轴的Ⅱ-Ⅴ段D=40mm，齿轮分度圆D=，考虑大齿轮宽度，Ⅴ-Ⅵ段长度取34mm，D=35mm，Ⅲ-Ⅳ段取59mm
④Ⅰ-Ⅱ段长度为毡圈加轴承长度，为28mm。
其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取Ⅱ-Ⅲ段长度22mm，Ⅳ-Ⅴ段长度14mm，Ⅵ-Ⅶ段长度51mm。
至此已初步确定轴的各段直径和长度。
3.轴上零件的周向定位
大齿轮与轴的周向定位采取平键连接。
按Ⅰ-Ⅱ段直径查表17-1得平键截面b*h=10*8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为了保证齿轮和轴的连接，取齿轮与轴的配合为H7/r6。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。
设计计算及说明
结果
4.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表11-5，11-6，取轴端倒角1×45°，各轴肩处圆角半径为
C：
由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得σca＜[σ-1]，故安全。
D：
精确校核轴的疲劳强度
考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面Ⅵ左
右两侧
1.截面Ⅵ左侧
抗弯截面系数W==*303=2700mm3
抗扭截面系数WT==*303=5400mm3
截面Ⅵ左侧的弯矩M=*=·mm
截面Ⅵ上的扭矩T=83800N·mm
截面上的弯曲应力σb=M/W=
截面上的扭转切应力τT=T/WT=
轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得σB=735MPa；σ-1=355MPa；τ-1=200MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取，因r/d=5/30=，D/d=35/30=，查得ασ=，ατ=
又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qσ=，qτ=
故有效应力集中系数按
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