机械设计课程设计(二级减速器)

1、机械设计课程设计说明书题 目 二级标准斜齿圆柱齿轮减速器 专业班级 材料科学与工程 学 号 201004701 学生姓名 指导教师 潘 丽 华 兰州交通大学 2013年 7月 12 日目录一、机械设计课程设计任务书3二、传动方案的拟定及说明4三、电动机的选择4四、 计算传动装置的运动和动力参数641、V带传动设计计算74.2、高速级齿轮传动设计94 . 3低速级齿轮传动设计14五、低速轴的设计与计算19六滚动轴承的计算26七连接的选择和计算27八、减速器附件的选择28九、润滑、润滑剂牌号及密封的选择28十、设计小结29十一、参考文献30一、机械设计课程设计任务书（1）设计题目设计用于带式运输机

2、上两级斜齿轮减速器带式输送机减速器结构简图 1-轴、2-轴、3-轴、4-卷筒轴（2）已知条件 1）工作条件：两班制工作,连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，坏境最高温度35C；2）使用寿命：大于8年；3）检修间隔期：4年大修一次，2年中修一次，半年一小修；4）动力来源：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。 （3）原始数据 题号12345678910F/N1500220023002500260028003300400045004800V(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.8 D

3、/mm2202400300400220350350400400500题号11121314151617181920F/N1500220023002500260028003300400045004800V(m/s)1.21.41.61.81.51.81.41.71.91.5D/mm220240300400220350350400400500题号212223242526F/N150022002300250026002800V(m/s)22.12.12.42.62.8D/mm550600650700750800表中： F输送带工作拉力 v输送带速度 D卷筒直径（4）设计内容1 参数选择与设计计算：电动

4、机的选择及运动参数的计算（包括计算电动机所需的功率，选择电动机，分配各级传动比，计算各轴的转速，功率和转矩）；2 V带的传动设计：确定V带的主要参数和尺寸；3 齿轮传动的设计：确定齿轮的主要参数和尺寸；4 轴（低速轴）的设计：初估轴径，结构设计和强度校核；5 轴承的选择及验算：低速轴和高速轴；6 齿轮与轴连接方式的选择及强度校核：低速及高速轴；7 联轴器的选择（低速轴）；8 润滑及润滑方式的选择，以及润滑剂的选择；（5）设计图纸绘制减速器装配和零件工作图减速器装配图1张（可用AutoCAD绘制）(0号图或1号图)；零件工作图从下面选择2张：（1） 大带轮零件图；（2）任意一个齿轮的零件图；（3

5、）低速轴的零件图二、传动方案的拟定及说明选择第1组数据，具体参数如下：运输带工作拉力 : F(N)=1500N运输带工作速度 : V(m/s)=1.1m/s卷筒直径:D(mm)=220mm两班制，每天按8小时计算，使用寿命10年，每年按360天计算。根据其工作条件选择斜齿轮，斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。三、电动机的选择（1）选择电动机的类型和结构形式根据工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。（2） 选择电动机容量工作机所需功率： Pw = =kW=1.72Kw式中，带式输送机的效率（由查参考文献1中P111可得）电动机输

6、出功率P0为： P0= 值计算如下： =由机械设计课程设计指导书表1-7可知：V带传动效率0.96；：一对斜齿轮传动效率0.97；：一对滚动轴承传动效率0.99；：联轴器效率0.99；因此 =0.960.9720.9940.99=0.86所以 P0 =kW=2.00kW根据P0选取电动机的额定功率Pm ，使Pm =（11.3）P0 =2.002.60kW，查表得电动机的额定功率Pm =2.2Kw（3）选择电动机的转速先计算工作机主轴转速，也就是滚筒的转速 =r/min=95.54r/min根据参考文献1中表18确定传动比范围，取V带传动比i1=24，二级圆柱齿轮传动比ig=840，总传动比i的

7、范围为 i=（28）（440）=16160电动机的转速范围应为 nm=inw =（16160）95.54r/min=1528.6715286.62r/min符合这一范围的电动机的同步转速只有3000r/min一种，由标准查出其电动机型号，如表11所列。 方案电动机型号额定功率Pm /kW电动机转速/rmin-1电动机质量/kg传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动减速器1Y90L-22.2300028408029.73214.87 （4）计算总传动比并分配各级传动比1）传动比 i=r/min=29.732）分配各级传动比 i=i1 i2 i3为使带传动的尺寸不致过大，满足V带传动比小于齿轮传

8、动比，即i1i2，i3 。 取i1 =2，按二级展开式圆柱齿轮减速器布置，取i2 =1.4i3 。可算出 i2 =4.56 ，i3=3.26四、 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速 轴 n1 =r/min=1420r/min 轴 n2 =r/min=311.4r/min 轴 n3 =r/min=95.52r/min 卷筒轴 nw =n3 =95.52r/min（2）各轴的功率 轴 P1 =Pm =2.20.96kW=2.11kW 轴 P2 =P1 =2.110.970.99=2.03kW 轴 P3 =P2=2.030.990.97=1.95kW 卷筒轴 P4 =P3 =1.950.9

9、90.99=1.91kW（3）各轴的转矩 轴 T1=9550=9550Nm=14.19Nm 轴 T2=9550=9550Nm=62.26 Nm 轴 T3=9550=9550 Nm=194.96Nm 卷筒轴 T4=9550=9550 Nm=190.96 Nm41、V带传动设计计算（1）确定设计功率PC根据工作情况，查参考文献3中表77得工况系数KA=1.2，PC= 1.22.2kW=2.64kW（2）选择V带型号根据PC=2.64kw和nm=2840r/min，查参考文献3中图79选Z型三角带（3）计算传动比=2（4）. 确定小带轮直径经查参考文献3中表78，取=80mm (要大于或等于最小直径

10、，并符合直径系列）（5）. 验算V带速度vv=11.89m/s 在规定的5m/sv25m/s范围内，合理（6）. 确定大带轮直径大带轮直径= 取弹性滑动率=0.01=280（10.01）=158.4mm经查参考文献3中表78，取=160mm，实际传动比=2.02从动轮实际转速=mm/s转速误差=0.99%5% ，合适（7）. 初选中心距=（0.72）（d1+d2） ，d1=80mm ，d2=160mm168480mm ， 取=350mm（8）. 初选长度L0L0=2350+(80+160)+=1081.37mm（9）. 选择V带所需基准长度Ld经查参考文献3中表73，找到与L0=1081.37

11、mm相近的数据，取Ld=1120mm（10）. 实际中心距aa=350+=369.32mm由amin=a 0.015Ld , max=a0.015 Ld 知，中心距可调整范围为363.7 1200 经计算，小带轮包角取值合理（12）. 计算单根V带基本额定功率P1根据d1=80mm和nm=2840r/min，经查参考文献3中表74，取得Z型V带的P1=0.56kW（13）. 额定功率的增量根据nm=2840r/min和i=2，经查参考文献3中表76，取得Z型V带的=0.04kW（14）. 计算V带根数Z根据=167.590 ，查参考文献3中表75得包角系数=0.976 ，根据Ld=1120mm

12、，经查参考文献3中表73得长度系数Z=4.7 取Z=5根（15）计算单根V带的初拉力F0F0=43.15N经查参考文献3中表72知，每米长度质量q=0.06kg/m（16）确定带对轴的压力FQFQ=2ZF0sin=2543.15sin=428.97N4.2、高速级齿轮传动设计 已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明（1） 选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表87，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217255，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162217

13、，取HBS2=190。由表88知，HBS1HBS2=40，合适。选8级精度（GB1009588）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许5%的变化范围）。初选螺旋角(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮分度圆直径dt1计算圆周速度v使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径d1确定

14、齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa1、YFa2应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径da齿根圆直径齿顶高ha齿根高hf全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式818知设计公式：由式得：Nmm=1.42104Nmm查参考文献3中表813得：查参考文献3中表814，取u=4.56由参考文献5中图819得：

15、2.425=1.659=1.2由参考文献5中式（82）得：/u=109/4.56=8.97108由参考文献5中图88得：ZN1=1，ZN2=1由参考文献3中表810 SHmin=1由参考文献3中表89得接触接触疲劳极限Hlim1=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPaHlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由参考文献5中式83得：H1=MPa = 580MPaH2=MPa = 390MPa由于H2H1，所以应取较小值H2代入计算=mmm/s查参考文献5中表85得：KA=1根据vz1/100=2.5125/100=0.6275m/s，查参考文献5中图

16、810得：KV=1.05由参考文献5中图811得：=1.42由参考文献5中图813得：=1由参考文献5中式810得：mmmm根据参考文献3中表81，取标准值mn=1.5mmmm圆整为=108mmmmmmmm圆整后取=39mm，=40mm由参考文献5中式819知校核公式为：由，可得27.80126.75查参考文献5中表87，YFa1=2.57，YFa2=2.18查参考文献5中表87，YSa1=1.60，YSa2=1.79查参考文献5中图820得：由参考文献3中表89得：=320+0.45HBS1=(320+0.45230)MPa=423.5MPa=184+0.74HBS2=(184+0.7419

17、0)MPa=324.6MPa由参考文献5中式（82）得：/u=4.0896109/4.56=8.97108由参考文献5中图89得：YN1=1，YN2=1由参考文献3中表810 ，SFmin=1MPaMPa=48.25MPa=45.79MPa由得：mmmmda1=41.85mmda2= =180.16mmmmmmha1=ha2=h*anmn=11.5=1.5mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=2.7mmmmmmmmmm4 . 3低速级齿轮传动设计已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明(1) 选择材料及热处

18、理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表87，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217255，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表88知，HBS1HBS2=40，合适。选8级精度（GB1009588）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为： 齿数比误差为： 在允许误差范围内（工程上允许5%的变化范围）。初选螺旋角(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SH

19、min接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮分度圆直径dt1计算圆周速度使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径d1确定齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa3、YFa4应力修正系数YSa3、YSa4重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF弯曲疲劳强度寿命系数YN弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径da齿根圆直径齿顶高ha齿根高hf全齿高端面齿厚端面齿距端面

20、基圆齿距查参考文献5中式818知设计公式：由式得：Nmm=6.23104Nmm查参考文献3中表813得：查参考文献3中表814，取=3.26由参考文献5中图819得：2.425=1.66=1.2由参考文献5中式（82）得：/=108/3.26=2.73108由参考文献5中图88得：ZN3=1，ZN4=1由参考文献3中表810 SHmin=1由参考文献3中表89得接触接触疲劳极限Hlim3=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPaHlim4=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由参考文献5中式83得：H3=MPa = 580MPaH4=MPa = 390MPa

21、由于H4=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mmd 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mme 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm，小齿轮的轮毂长L=45mm，则 L3-4 =T+s+a+(57-54)=30mm，L6-7=L+c+a+s-L5-6=45+15+12+8-6=74mm，至此已初步确定轴得长度L=(4

22、) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm),L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合，得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角半径5) 求轴上的载荷）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值。对与61809，由于它的对中性好所

23、以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。计算齿轮Ft=2T3/d1=2*194.96/183.65*103=2123.172N Fr= Ft tana = Ft tan20/cos16.598=806.37 N通过计算有FNH1=Ft*c/(b+c)=661.52N FNH2=Ft*b/(b+c)=1461.65NMH=FNH2*52.5=76.74Nm 同理有FNV1=120.26N FNV2=686.11NMV=36.02Nm Nm6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）且0.6（式中的弯曲应力为脉

24、动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）(1)计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca-1，故安全。6）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地确定的，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，故不必作强度校核。截

25、面C上虽然应力最大，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。截面和V显然更不必校核。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 抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩 截面上的扭矩为T3=194.96截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因，经插值后可查得 ， 轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数为尺寸系数；轴按磨削加工，表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数值为于是，计算安全系数值，得故该轴在截面右侧的强度也是足

26、够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束mmmmB中间轴 2 的设计1总结以上的数据。功率=2.03 kw 转矩=62.26 Nm 转速=95.52 r/min大齿轮分度圆直径=177.15 小齿轮分度圆直径=56.35 压力角=202求作用在齿轮上的力N N3 初步确定轴的直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。选取A0=112。于是有4选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计

27、中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，轴的总长度为L=7+74+6+57+30=174mm由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm所以右端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm右端轴承采用轴肩定位6005号轴承的轴肩高度为2.5mm所以D2-3=30mm ,同理左端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm在左端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为39mm,且采用轴肩定位所以右端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm8mm为轴承里减速器内壁的

28、厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm),L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。D 确定轴的的倒角和圆

29、角取轴端倒角为1.2*45六滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=661.52N FNV1=120.26NFNH2=1461.52N FNV2=686.37N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。2）计算当量动载荷P， X=1，Y=0，取。则3）验算轴

30、承的寿命按要求轴承的最短寿命为 （工作时间） （ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承61909满足要求七连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=52mm查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0

31、.5h=0.510=5mm。所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键161063 GB/T 1069-1979。2）对连接联轴器与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据d=35mm查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10870 GB/T

32、1069-1979。（3）联轴器的型号的选取则；按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 Nm。半联轴器的孔径d1=35mm 八、减速器附件的选择 1.检查孔及检查孔盖 检查孔尺寸为150mm110mm，位置在中间轴上方；检查孔盖尺寸为180mm140mm。 2.油标装置 选用游标尺M16，由参考文献2中表519可查相关尺寸。 3.通气器 选用带过滤网的通气器，由参考文献2中表518可查相关尺寸 4.排油孔及油塞 设置一个排油孔，油塞选用一个六角头油塞M201.5，由参考文献2中表517可查相关尺寸。5.起吊装置上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩，由参考文献1中表158和159可查相关尺寸。6.定位销定位销mm，相关尺寸可查参考文献2中表1025九、润滑、润滑剂牌号及密封的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都小于3m/s，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查参考文献2中表1062，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为LAN32。润滑油深度为0.4934dm，箱体底面尺寸为5.80dm1.88dm，箱体内所装润滑油量为： 该减速器所传递的功率为4