机械设计课程设计二级圆柱斜齿轮减速器说明书解读.docx
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机械设计课程设计二级圆柱斜齿轮减速器说明书解读
题目名称：
机械设计课程设计姓名：
伊伦班级：
伊伦工作室学号：
20120206指导老师：
伊伦工作室日期：
2012年02月06日
机械设计课程设计
嘉兴学院机电工程学
一、机械设计课程设计任务书
1.1机械设计课程设计的目的…………………………………………………………………3
1.2机械设计课程设计的题目…………………………………………………………………3
1.3机械设计课程设计的内容及要求…………………………………………………………4
1.4机械设计课程设计的时间安排……………………………………………………………4
二、设计步骤
2.1传动装置总体设计方案……………………………………………………………………4
2.2电动机的选择………………………………………………………………………………5
2.3确定传动装置的总传动比和分配传动比…………………………………………………6
2.4计算传动装置的运动和动力参数…………………………………………………………6
2.5齿轮的设计…………………………………………………………………………………7
2.6传动轴的设计及校核………………………………………………………………………14
2.7滚动轴承的设计及校核……………………………………………………………………23
2.8键联接设计…………………………………………………………………………………25
2.9箱体结构的设计……………………………………………………………………………26
2.10润滑密封设计………………………………………………………………………………28
2.11联轴器设计…………………………………………………………………………………28
三．设计小结…………………………………………………………………………………………29
四．参考资料…………………………………………………………………………………………29
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机械设计课程设计
一、机械课程设计任务书
1.1机械设计课程设计的目的
机械设计课程设计是一次全面设计训练，是重要的综合性、实践性教育环节。
其目的是：
1.综合运用机械设计和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题。
2.掌握机械设计的一般方法和步骤，培养学生具备简单机械和零部件的设计能力、培养学生正确设计思想、分析问题和解决工程实际问题的能力。
3.提高学生设计计算、绘图能力和运用技术标准，规范，图表、手册及相关资料的能力。
1.2机械设计课程设计的题目
设计一用于用于胶带传输机卷筒（图1-2）的传动装置。
图1-1胶带输送机工作装置
原始条件：
胶带传输机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修3年。
该厂动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。
输送带速度允许误差为±5%。
原始数据：
送带工作拉力F=2500N；
输送带速度v=1.6m/s；
卷筒直径D=450mm。
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机械设计课程设计
1.3机械设计课程设计内容及要求
机械设计课程设计内容包括：
传动装置的总体设计；传动件（齿轮、轴等）的设计计算和标准件（轴承、链、联轴器等）的选择及校核；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。
在机械设计课程设计中应完成的任务：
工作分成两部分，一部分是方案分析和设计计算,另一部分是绘制图纸。
1.减速器装配工作图1张（A0或A1）；
2.零件工作图2张（齿轮、轴各1张，A2）；
3.设计计算说明书一份（A4）
图纸先手工绘制草图，再用AutoCAD软件绘制计算机图纸。
设计计算说明书按规范用计算机打印。
1.4机械设计课程设计的时间安排
机械设计课程设计的时间为3周。
具体安排如下：
1．传动装置总体设计（2天）
2.装配草图设计（4天、包含上机）
3.零件工作图设计（4天、包含上机）
4.编写设计计算说明书（3天、包含图纸和说明书打印）
5.答辩（2天）
以上天数不包含双休日。
二、设计步骤
2.1传动装置总体设计方案
根据工作工作条件、制造的经济性，选择齿轮减速器作为传动装置。
同时考虑原动机转速较高，而工作要求转速又较低，因此传动比较大，故采用二级展开式圆柱齿轮减速器（图2-1）。
此类减速器齿轮相对轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。
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图2-1
传动装置简图
2.2选择电动机
（1）选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。
（2）确定电动机功率
工作装置所需功率Pw按式（2-2）计算
Pw=Fw⋅vw1000⋅ηwKW
式中，Fw=2500N,vw=1.6m/s,工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取ηw=1（不考虑这
里的误差）。
代入上式得：
Pw=
Fw⋅vw1000=2500⨯1.61000=4KW电动机的输出功率P0按式（2-1）计算：
P0=PwηKW
式中，η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。
由式（2-4），η=ηg⋅ηr⋅ηc；由表2-4，取滚动轴承效率ηr=0.995，8级精度齿轮传动（稀
232232232油润滑）效率ηg=0.99，滑块联轴器效率ηc=0.995，则η=ηg⋅ηr⋅ηc=0.99⨯0.995
故P0=Pw⨯0.995=0.956η=4
0.956=4.185
KW
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机械设计课程设计因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于P0即可，按表8-169中Y系列电动机技术数据，
（3）确定电动机转速
卷筒轴作为工作轴，其转速为：
nw=6⨯10vwπD4选电动机的额定功率Pm为5.5KW。
=6⨯104⨯1.6
3.14⨯450=67.941r/min
‘按表2-1推荐的各传动机构传动比范围：
单级圆柱齿轮传动比范围ig=3~5，则总传动比范
围为ig=3⨯3~5⨯5=9~25
‘’‘，可见电动机转速的可选范围为：
n=i*nw=（9~25）⨯67.94=161.416~916.59285r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由表8-169选常用的同步转速为1440r/min的Y系列电动机Y132S-4,其满载转速nm=1440r/min。
电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表8-170、表8-172中查得，这里略。
2.3计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
（4）传动装置总传动比i=nm
nw=144067.941=21.2
（2）分配传动装置各级传动比
由[1]式2-5得，取高速级与低速级的传动比之比为1.3：
1。
所以有i=1.3is*is
故得：
if=5.25；is=4.04。
2.4计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速由[1]式2-6得：
Ⅰ轴：
nⅠ=nmi0Ⅰ=1440=1440r/min
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠiⅠⅡ=14405.25=274.3r/min
Ⅲ轴：
nⅢ=nⅡiⅡⅢ=274.34.04=67.89r/min
（2）各轴输入功率由[1]式2-7得：
=P0⋅ηC=4.185⨯0.995=4.164kwⅠ轴：
PⅠ
⋅ηr⋅ηg=4.164⨯0.995⨯0.99=4.143kwⅡ轴：
PⅡ=PⅠ
⋅ηr⋅ηg=4.143⨯0.995⨯0.99=4.081kwⅢ轴：
PⅢ=PⅠ
工作轴：
Pw=PⅢ⋅ηr⋅ηc=4.3\081⨯0.99⨯0.995=4.02kw
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（3）各轴输入转矩由[1]式2-8得：
/nⅠ=27.59N⋅mⅠ轴：
TⅠ=9550PⅠ
Ⅱ轴：
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=142.7N⋅mⅢ轴：
TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=568.3N⋅m工作轴：
Tw=9550Pw/nw=559.86N⋅m电动机输出转矩：
T0=9550P0/nm=27.75N⋅m根据以上计算得有关参数如下表1.
表2减速器各轴有关参数
2.5齿轮的设计计算
齿轮实用期限为10年（每年工作300天），两班制。
（一）高速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数
1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮
2）根据表2有关数据，按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
3）材料选择。
根据[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为200HBS
4）取小齿轮齿数z1=18，故大齿轮齿数z2=z1⋅i=94.5，取z2=95。
5）选取螺旋角。
初选螺旋角β=142、按齿面接触强度设计
由[2]设计计算公式10-9a进行计算，即
3
o
d1t=
2KtT1φdεα
⋅
u±1ZHZE2
（）[σH]u
（1）确定公式内的各个计算数值1）试选载荷系数kt=1.6。
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-7-
机械设计课程设计
2）计算小齿轮传递的转矩。
由表2可知：
T1=27.59N⋅m3）由表10-7选取尺宽系数φ
d
=1。
14）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5）由图10-30选取区域系数ZH=2.433
。
6）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ
的接触疲劳强度极限σ
Hlim2
Hlim1
=750MPa；大齿轮
=380MPa。
7）由图10-26查得εα1=0.76；εα2=0.86；则：
εα=εα1+εα2=1.62
8）由式10-13计算应力循环次数。
9
N1=60⋅n1⋅j⋅Lh=60⨯1440⨯1⨯2⨯8⨯300⨯10=4.1475⨯10N2=60⋅n2⋅j⋅Lh=4.1475⨯10
9
3.431=9.68⨯10
HN1
9）由图10-19取接触疲劳寿命系数K
=0.90;KHN
2
=0.95。
10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得[σ[σ[σ
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σ
3
H
]1]2
=KHN1⋅σ=KHN
2
Hlim1
S=0.9⨯750MPa=675MPaS=0.95⨯380MPa=361MPa=518MPa
H
⋅σ
Hlim2
H
]=（[σH]1+[σH]22
H
]中较小的值。
4
d1t≥
2KtT1φdεαu±1ZHZE2⋅（）=
[σH]u
3
2⨯1.6⨯2.759⨯10
1⨯1.62
⨯
6.255.25
（
2.433⨯189.8
518
）
2
=37.189mm
2）计算圆周速度。
v=
πd1n160⨯1000
=
3.14⨯37.189⨯1440
60⨯1000
=2.725m/s
3）计算齿宽bb及模数mnt。
b=φ
d
⋅d1t=1⨯37.189=37.189mm
o
mnt=d1t⋅cosβz1=37.189⨯cos14/20=1.804mmh=2.25mnt=2.25⨯1.804=4.059mmb/h=37.189/4.059=9.1624）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318⋅φdz1tanβ=0.318⨯1⨯18⨯tan145）计算载荷系数K
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-8-
o
=1.427
机械设计课程设计
使用系数KA=1,根据v=2.725m/s,7级精度,由[1]图10-8得：
动载系数KV=1.05,由[2]表10-4得KHβ=1.404查[2]表10-13得:
KFβ=1.26查[2]表10-3得:
KHα=KFα=1.1.故载荷系数:
K=K
A
⋅KV⋅KHα⋅KHβ=1⨯1.05⨯1.404⨯1.1=1.622
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
3
k/kt
=37.189×
3
.622.6
=37.356mm
7）计算模数mn
mn=d1cosβz1=37.356⨯cos14/18=2.014mm
（3）按齿根弯曲强度设计
由[2]式10-17
3
o
mn≥
1）确定计算参数
2KT1Yβcosβ
2
φdz1εα
2
⋅
YFaYSa
[σF]
①计算载荷参数。
K=K
A
⋅KV⋅K
Fα
⋅K
Fβ
=1⨯1.05⨯1.1⨯1.26=1.559
②根据纵向重合度εβ③计算当量齿数。
=1.427，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
zv1=z1coszv2=z2cos
3
β=19cos14
3
3o
=19.704
o
3
β=95cos14=103.995
④查取齿形系数。
由[2]表10-5查得：
YFa1=2.80YFa2=2.18YSa1=1.55YSa2=1.79
⑤计算大小齿轮的
YFaYSa[σ
F
]
并加以比较。
=630MPa，σ
=320MPa，由图
由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ10-18得，取K
FN1
FE1FE2
=0.85,K
FN2
=0.88;
取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。
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[σF]1[σF]2
[σ
=K
FN1
⋅σ⋅σ
FE1
S=0.85⨯630/1.4MPa=382.500MPaS=0.88⨯320/1.4MPa=201.143MPa
=KFN
2FE2
YFa1YSa1
F
]1
=
2.8⨯1.55382.500
=0.01134
YFa2YSa2[σ
F
]2
=
2.18⨯1.79201.143
=0.01940
大齿轮的数值大。
2）设计计算
mn≥
3
2KT1Yβcos
2
β
φdz1εα
2
⋅
YFaYSa
[σF]
=
3
2⨯1.559⨯27.59⨯10
1⨯18
2
4
⨯0.88⨯（cos14）
o2
⨯1.62
⨯0.01940=1.381mm
对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模
数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=37.189mm来计算应有的齿数.于是由:
z1=
d1⋅cosβmn
=
37.189⨯cos14
2
o
=18.042
取z1=19，则z2=if⋅z1=5.25⨯19=99.75，取z2=100。
（4）几何尺寸计算
1）计算中心距。
a=
（z1+z2）mn
2cosβ
=
（19+100）⨯22⨯cos14
︒
=122.643，将中心距圆整为123mm。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β
=
arccos
（z1+z2）mn
2a
=arccos
（19+100）⨯2
2⨯123
=14.652
o
因β值改变不多，故参数εα,kβ,zh等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
z1⋅mncosβz2⋅mncosβ
d1
==
19⨯2cos14.652100⨯2cos14.652
oo
=39.277mm
d2=
==206.723mm
4）计算齿轮宽度。
b=φd⋅d=1⨯39.277=39.277mm圆整后取B2=45mm；B1=50mm。
5）结构设计。
小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。
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-10-
机械设计课程设计
（二）低速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数
1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮
2）根据表2有关数据，按GB/T10095－1998，选择6级，齿根喷丸强化。
3）材料选择。
根据[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为200HBS
4）取小齿轮齿数z3=24，故大齿轮齿数z4=z3⋅i=96.96，取z4=97。
5）选取螺旋角。
初选螺旋角β=142、按齿面接触强度设计
由[2]设计计算公式10-9a进行计算，即
3
o
d1t=
2KtT1φdεα
⋅
u±1ZHZE2
（）[σH]u
（2）确定公式内的各个计算数值8）试选载荷系数kt=1.6。
9）计算小齿轮传递的转矩。
由表2可知：
TⅡ=142.7N/m10）由表10-7选取尺宽系数φ
d
=1。
12
11）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12）由图10-30选取区域系数ZH=2.433
。
13）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ
大齿轮的接触疲劳强度极限σ
Hlim4
Hlim3
=750MPa；
=380MPa。
14）由图10-26差得εα3=0.78；εα4=0.78；则：
εα=εα3+εα4=1.65
8）由式10-13计算应力循环次数。
8
N3=60⋅n3⋅j⋅Lh=7.90⨯10N4=60⋅n4⋅j⋅Lh=1.955⨯10
9）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90;KHN
4
8
=0.95。
10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得[σ[σ[σ
（2）计算
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H
]3]4
=K
HN3
⋅σ⋅σ
Hlim3
S=0.9⨯750MPa=675MPaS=0.95⨯380MPa=361MPa
=518MPa
H
=KHN
4Hlim4
H
]=（[σH]3
+[σ
H
]42
机械设计课程设计
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σ
3
H
]中较小的值。
5
d3t≥
2KtTⅡφdεαu±1ZHZE2⋅（）=
[σH]u
2⨯1.6⨯1.427⨯10
1⨯1.65
⨯
5.044.04
（
2.433⨯189.8
518
）
2
=64.927mm
2）计算圆周速度。
v=
πd3n360⨯1000
=
3.14⨯64.927⨯274.3
60⨯1000
=0.932m/s
3）计算齿宽bb及模数mnt。
b=φ
d
⋅d3t=1⨯64.927=64.927mm
o
mnt=d3t⋅cosβz3=64.927⨯cos14/24=2.625mmh=2.25mnt=2.25⨯2.625=5.906mmb/h=64.927/5.906=10.994）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318⋅φdz3tanβ=0.318⨯1⨯24⨯tan145）计算载荷系数K
使用系数KA=1,根据v=0.914m/s,7级精度,由《机械设计》图10-8得：
动载系数KV=1.05,由[2]表10-4得KHβ=1.40查[2]表10-13得:
KFβ=1.34查[2]表10-3得:
KHα=KFα=1.1.故载荷系数:
K=K
A
o
=1.903
⋅KV⋅K
Hα
⋅K
Hβ
=1⨯1.03⨯1.40⨯1.1=1.586
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：
d3=d3t
3
k/kt
=64.927×
3
.586.6
=64.642mm
7）计算模数mn
mn=d3cosβz3=64.642⨯cos14/24=2.613mm（3）按齿根弯曲强度设计
由[2]式10-17
o
mn≥
1）确定计算参数
2KT3Yβcos
2
β
φdz3εα
2
⋅
YFaYSa
[σF]
①计算载荷参数。
K=K
A
⋅KV⋅K
Fα
⋅KFβ=1⨯1.03⨯1.1⨯1.34=1.518
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机械设计课程设计
②根据纵向重合度εβ③计算当量齿数。
=1.903，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
zv1=z1coszv2=z2cos
3
β=24cos14β=99cos14
3
3o
=26.272=108.373
3o
④查取齿形系数。
由[2]表10-5查得：
YFa1=2.65YFa2=2.18YSa1=1.58YSa2=1.79
⑤计算大小齿轮的
YFaYSa[σ
F
]
并加以比较。
=630MPa，σ
=320MPa，由图10-18
由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ得，取K
FN1
FE1FE2
=0.85,K
FN2
=0.90;
取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。
[σF]1[σF]2
=K
FN1
⋅σ⋅σ
FE1
S=0.85⨯630/1.4MPa=382.500MPaS=0.90⨯320/1.4MPa=205.714MPa
=KFN
2FE2
YFa1YSa1[σ
F
]1
=
2.594⨯1.596382.5002.157⨯1.81205.714
=0.01082
YFa2YSa2[σ
F
]2
==0.01898
大齿轮的数值大。
2）设计计算
mn≥
=
=2.012mm
对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模
数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=64.927mm来计算应有的齿数.于是由:
z3=
d3⋅cosβ
mn
=
64.927⨯cos14
2.5
o
=25.199
取z3=26，则z4=ib⋅z3=4.04⨯26=105.04，取106。
（4）几何尺寸计算
1）计算中心距。
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a=
（z3+z4）mn
2cosβ
=
（26+106）⨯2.52⨯cos14
︒
=170.05，将中心距圆整为171mm。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β
=
arccos
（z3+z4）mn
2a
=arccos
（26+106）⨯2.5
2⨯171
=15.223
o
因β值改变不多，故参数εα,kβ,zh等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
z3⋅mncosβz4⋅mncosβ
d3
==
26⨯2.5cos15.223106⨯2.5cos15.223
oo
=67.364mm
d4=
==274.636mm
4）计算齿轮宽度。
b=φd⋅d=1⨯64.927=64.927mm
圆整后取B4=65mm；B3=70mm。
5）结构设计。
小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。
有关数据如表
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