机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器目录一、设计任务书1二、电动机选型3三、总传动比和传动比分配3四、计算传动装置的运动和动力参数4五、传动件的设计计算51.滚子链传动设计计算52.低速级齿轮传动设计计算73.高速级齿轮传动设计计算7六、轴的设计计算121.高速轴的设计122.中速轴的设计153.低速轴的设计194. 精确校核轴的疲劳强度22七、滚动轴承的选择及计算261.高速轴的轴承262.中速轴的轴承 273.低速轴的轴承29九、键联接的选择及校核计算31十、联轴器的选择32十一、减速器附件的选择和箱体的设计32十二、润滑与密封33十三、设计小结34十四、参考资料35设计计算及说明结果

2、一、 设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图1-输送链； 2-主动星轮； 3-链传动；4-减速器； 5-电动机2. 工作情况单向连续运输，轻度振动。3. 使用寿命8年，每年350天，每天16小时。4. 原始数据主动星轮圆周力（kN）主动星轮速度（m/s）主动星轮齿数主动星轮节距（mm）110.99925. 设计内容(1) 电动机选型(2) 链传动设计(3) 减速器设计(4) 联轴器选型设计(5) 绘制装配图、零件图(6) 编写设计计算说明书6. 设计任务(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）(3) 设计计算

3、说明书一份设计计算及说明结果二、 电动机的选择1. 电动机容量(1) 工作机的输出功率(2) 电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为滚子轴承效率，为圆柱齿轮效率，为联轴器效率，为滚子链传动效率。查机械设计课程上机与设计（以下如未作说明，公式、数据皆为此书中查得）表9-1得：；滚子轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；滚子链传动，则故 (3) 电动机额定功率查表16-2选取Y200L1-6型号的电动机额定功率，同步转速1000r/min，6级，满载转速970r/min，。三、 总传动比和传动比分配1. 传动装置总传动比2. 分配各级传动比设计计算及说明结果链传动传动常用传动比范围为，取；同轴式二级轮

4、减速器两级传动比要满足四、 计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各轴转矩高速轴中速轴低速轴转速（r/min）970357128功率（kW）17.917.216.5转矩（）170.9460.11231.1五、 传动件的设计计算1. 滚子链传动设计计算（1） 选择链轮齿数设计计算及说明结果取小链轮齿数，大链轮齿数。（2） 确定计算功率查机械设计（滚子链传动设计中如未作说明，公式、数据皆为此书中查得）表9-6得，查图9-13得，单排链，则（3） 选择链条型号和节距根据，查图9-11

5、选用32A型。查表9-1，链条节距为。（4） 计算链节数和中心距初定中心距，取。相应的链长节数取链长节数节查表9-7得中心距计算系数，则链传动最大中心距为（5） 计算链速，确定润滑方式由和链号查图9-14选用油池润滑或油盘飞溅润滑。（6） 计算压轴力有效圆周力链轮水平布置压轴力系数，则压轴力为32A型设计计算及说明结果（7） 链轮基本参数和主要尺寸小链轮名称计算公式结果基本尺寸齿数19节距滚子外径排距内链板高度50.8mm28.58mm58.55mm48.26主要尺寸分度圆直径308.64mm齿顶圆直径343.52mm335.1mm齿根圆直径280.06mm轴凸缘直径取250mm齿高19.60

6、mm11.11mm设计计算及说明结果大链轮名称计算公式结果基本尺寸齿数38节距滚子外径排距内链板高度同小链轮50.8mm28.58mm58.55mm48.26主要尺寸分度圆直径415.17mm齿顶圆直径450.09mm439.53mm齿根圆直径386.59mm轴凸缘直径取360mm齿高18.53mm11.11mm2. 低速级齿轮传动设计计算（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（齿轮设计部分如未作说明，公式、数据皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS；大齿轮材料为

7、45钢（调质），硬度为220HBS，二者硬度差为30HBS。设计计算及说明结果选小齿轮齿数：大齿轮齿数（2） 按齿面接触强度设计按设计公式(10-9a）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 计算小齿轮传递的扭矩 c) 由图10-30选取区域系数d) 由图10-26查得，e) 小齿轮传递的传矩f) 由表10-7选取齿宽系数g) 由表10-6查得材料弹性影响系数h) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限i) 由式10-13计算应力循环次数：j) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数k) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，

8、由式(10-12)得设计计算及说明结果计算a) 计算小齿轮分度圆直径b) 计算圆周速度c) 计算齿宽b，模数m及齿宽与齿高之比b/hd) 计算载荷系数 由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮由表10-4查得 查图10-13得故载荷系数： e) 校正分度圆直径f) 计算模数设计计算及说明结果（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数b) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得c) 计算载荷系数d) 查取齿形

9、系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 计算大、小齿轮的，并加以比较设计计算设计计算及说明结果对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由则（4） 几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿宽圆整后取3. 高速级齿轮传动设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮选7级精度（GB10095-88）选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者硬度

10、差为30HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角（2）按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数设计计算及说明结果b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得，d) 由表10-7选取齿宽系数e) 由表10-6查得材料弹性影响系数f) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限g) 由式10-13计算应力循环次数：h) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数i) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得j) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计

11、算圆周速度c) 计算齿宽b，模数m及齿宽与齿高之比b/h设计计算及说明结果d) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数由表10-4查得表10-3查得图10-13查得故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数（3）按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数设计计算及说明结果b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查

12、得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算为满足强度要求且保证两级齿轮中心距相同，取， 来计算应有的齿数。于是由安全设计计算及说明结果则（4）几何尺寸计算计算中心距按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2.8模数(mm)4螺旋角0中心距(mm)251252齿数32903393齿宽(mm)137132137132直径(mm)分度圆1323701

13、32372齿顶圆140378149380齿根圆127365127367旋向左旋右旋无无为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋。设计计算及说明结果六、 轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）97017.9170.9(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=132 ，根据机械设计（轴的设计计算部分如未作说明，公式、数据皆查此书）式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴

14、的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了能与联轴器配合，轴段直径d=40mm，长度L=110mm为满足联轴器轴向定位，轴段直径d=50mm，长度L=50mm初步选用圆锥滚子轴承。根据轴承内径，轴段直径d=55mm，长度L=40mm为方便齿轮装拆，轴段直径d=60mm，根据齿宽，长度L=135mm设计计算及说明结果为满足齿轮轴向定位，轴段直径d=68mm，长度L=10mm因装配的轴承相同，轴段直径和长度同轴段3）轴上零件的轴向定位联轴器与轴的周向定位选用普通平键A型12×90齿轮与轴的周向定位选用普通平键A型18×100

15、4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见零件图总长度L=385mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取a值。对于30211型圆锥滚子轴承，查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-

16、5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）35717.2460.1(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图）安全设计计算及说明结果 2） 根据轴向定位的要求确

17、定轴的各段直径和长度初选圆锥滚子轴承。根据轴承内径，轴段直径d=45mm，长度L=38mm为方便齿轮装拆，轴段直径d=50m，根据齿宽，长度L=130mm为满足齿轮轴向定位，轴段直径d=58mm，为是同轴线的高速轴和低速轴不干涉，长度L=165mm为满足齿轮轴向定位和装拆方便，轴段直径=50mm，根据齿宽长度L=135mm因装配的轴承相同，轴段直径和长度同轴段3） 轴上零件的轴向定位齿轮与轴的联接，选用普通平键A型为14×1004）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见零件图总长度L=506（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点

18、位置时，从机械设计课程上机与设计中查取a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18.6mm。因此，轴的支撑跨距为L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴的

19、设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）12816.51231.1(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则（3）初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4)轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足与链轮的配合，轴段直径d=63mm，长度L=60mm为满足链轮的轴向定位，轴段直径d=70mm，长度L=60mm初选圆锥滚子轴承。根据轴承内径，轴段直径d=75mm，长度L=50mm安全设计计

20、算及说明结果为方便齿轮装拆，轴段直径d=80mm，根据齿宽，长度L=130mm为满足齿轮轴向定位，轴段直径d=88mm，长度L=10mm因为轴承相同，轴段直径和长度同轴段3）轴上零件的轴向定位链轮与轴的联接，选用普通平键A型18×50齿轮与轴的联接，选用普通平键A型22×1004）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见零件图（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取a值。对于30215型圆锥滚子轴承，查得a=27.4mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴

21、的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果安全设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过

22、盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B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），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，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。2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-

23、1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为安全设计计算及说明结果由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为设计计算及说明结果截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2经插值后可查得又由附图3-1可得轴的

24、材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得满足寿命要求设计计算及说明结果故可知其安全。七、 滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用30211型圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2，得 （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为满足寿命

25、要求设计计算及说明结果所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2. 中速轴的轴承选用30209型圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2，得 （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，设计计算及说明结果（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求设计计算及说明结果3. 低速轴的轴承选用30215型圆锥

26、滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2，得 （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明结果（4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。八、 键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） 联轴器的键取普通平键12×90GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 高速轴上小齿轮处的键取普通平键18×100GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的