机械设计课程设计系列——范例——二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

1、西南交通大学希望学院 机械设计课程设计说明书题目：带式输送机班级：2012级机械学号： 设计： 指导： 目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算66. 设计高速级齿轮77. 设计低速级齿轮128. 链传动的设计169. 减速器轴及轴承装置、键的设计18I轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18II轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 24III轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2910. 润滑与密封3411. 箱体结构尺寸3512. 设计总结3613. 参考文献36一.题目及总体分析题 目：设计一个带式输送机的减速器给定

2、条件：由电动机驱动，输送带的牵引力，运输带速度，运输机滚筒直径为。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工作16小时，具有加工精度7级（齿轮）。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下： 图示：1输送机滚筒，2链传动，减速器，4联轴器， 5电动机，6低速级齿轮传动，7高速级齿轮传

3、动。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩, 定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿 轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴 承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PwF×V7000N×0.5m/s÷0.98=3571.43W圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为10.98 2 （见教材P.94.

4、表10-2）滚动轴承传动效率(四对)为20.99 4弹性联轴器传动效率30.99 输送机滚筒效率为40.98链传动的效率50.96电动机输出有效功率为工作机转速nw ： 因：v = 0.5(m/s) 故：nw= (v*60*1000)/ (D)(rpm)=0.5×60×1000/(3.14×290)=33(rpm)其中：v 输送机带速 (m/s) D 卷筒直径 (mm) 电动机转速: nd= nwi总 = (840) nw（rpm）= (840) ×33=2641320（rpm） 其中：i总 = 840 i总减速器传动比(总传动比)电动机输出功率为型号查

5、教材P.212.表191得型号Y132M2-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速960 r/min同步转速1000 r/min选用型号Y132M2-6封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下, 取 取 i:总传动比 ：链传动比 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传动比五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1

6、轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为、 、 。轴号电动机两级圆柱减速器工作机I轴II轴III轴IV轴转速n(r/min)n0=960n1=960n2=309.68n3=99.9n4=33.3功率P(kw)P=5.5Pd=4.0733P1=3.992P2=3.872P3=3.756P4=3.607转矩T(N·m)T1=Tdi001Td=9550Pd/nmT1=39.714T2=119.445T3=359.17T4=1034.413

7、两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01=1i12=3.1i23=3.1i34=3传动效率联轴器=0.99轴承=0.9901=0.99*0.99=0.98齿轮=0.9812=0.98*0.99=0.97齿轮=0.9823=0.99*0.98=0.9734=0.96六.设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数21·13.1×24=74.4,取Z2=75

8、。5）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿面接触强度设计 按教材机械设计P.215.式（921）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图927，选取区域系数（）由图9查得 （）计算小齿轮传递的转矩 （）由表912选取齿宽系数（）由表911查得材料的弹性影响系数（）由图93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（）由式计算应力循环次数（）由图921查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式95得）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据

9、，级精度，由图913查得动载荷系数由表97查得由图97查得假定，由表96查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式98） 确定计算参数（）计算载荷系数（） 根据纵向重合度，由式919，因为>1故取=1（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表910查得（）查取应力校正系数由表910查得（）由图92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920查得弯曲疲劳强度寿命系数 （）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式95得 （）计算大小齿轮的小齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法

10、面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为80mm）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） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；5验算合适七.设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，

11、故选用7级精度4）选小齿轮齿数15，大齿轮齿数21·13.1×25=78。 2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式921进行试算，即 ） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表912选取齿宽系数（） 由表911查得材料的弹性影响系数（） 由图93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（）由式96计算应力循环次数（）由图92查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式95得 ） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽 （） 计算齿宽

12、与齿高之比模数齿高 （） 计算载荷系数K 根据，级精度，由图913查得动载荷系数 假设，由表96查得 由表95查得使用系数由表97查得 由图917查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式94得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式99得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值（） 由图92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920查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式95得 （） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表910查得（）查取应力校正系数 由表910查得（）计算大小齿轮的，并比较小齿轮的数

13、据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有接触疲劳强度算得的模数2.64，并就近圆整为标准值3。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取大齿轮齿数取4几何尺寸计算 1)计算分度圆直径 2)计算齿根圆直径 3)计算中心距 4)计算齿宽取5验算合适两级齿轮传动参数表：模数（m）齿数(z)分度圆直径（d）mm齿宽（b）mm中心距（a）mm螺旋角（）圆周力（F）N高速级小齿轮1.52538.83458015.0702045.5大齿轮78121.1740低速级小齿轮3226675136.5003623.

14、1大齿轮6920770八链传动的设计1 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为材料选择40钢，热处理：淬火、回火2 确定计算功率由表85查得，由表86查得，单排链，则计算功率为：3 选择链条型号和节距根据及查图817，可选16A-1。查表81，链条节距为。4 计算链节数和中心距初选中心距。取。相应得链长节数为，取链长节数节。根据式814得链传动的实际中心距为：5 计算链速v，确定润滑方式 由和链号16A1，查图810可知应采用滴油润滑。6 计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为7 链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高确定

15、的最大轴凸缘直径九.减速器轴及轴承装置、键的设计(一)、I轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， 查机械设计课程设计表144，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000N·。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L20，半联轴器与轴配合的毂孔长度。轴

16、的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，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，故的长度应该比略短一点，现取 （2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号6305轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据3的深沟球轴承的定位轴肩直径确定（4）轴段5上安装齿轮,为便

17、于齿轮的安装, 应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据3的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，(6)取轴端为，各轴肩处的圆角半径R1.5。输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算 计算小齿轮的受力:从上面计算可知Ft=2045.5N，则 Fr=Fttann/cos=2045.5tan200/cos15.070=771.0N Fa=Fttan=

18、2045.5tan15.070=550.8N（）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故 总支承反力）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型） 齿轮：选普通平键 （A型） 联轴器:由式52，查表51，得 ，键校核安全齿轮: 查表62，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全9校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载

19、荷由，在表取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0280.056之间，对应的e值为0.220.26之间，对应Y值为1.991.71，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命（） 校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命（二）、II轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号6306的深沟球

20、轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。取

21、齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, （4）取轴端为，各轴肩处的圆角半径R=1.5。中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表52选用圆头平键（A型） 由式5，查表51，得 ，键校核安全2）高速级大齿轮的键 由表52选用圆头平键（A型） 由式5，查表51，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取 由表查得，校核安全。9校核轴承

22、和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命查表13-6得预期计算寿命，故安全。(三)、III轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 输入功率转速转矩2 第三轴上齿轮受力3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径这是安装链轮处轴的最小直径，取，查表1820可得到安装在链轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段2和轴段7用来安装

23、轴承，根据，初选齿轮侧型号为6209的深沟球轴承，链轮侧型号为6309的深沟球轴承6209轴承参数基本： 基本额定动载荷基本额定静载荷。由此可以确定： 6309轴承参数基本：基本额定动载荷基本额定静载荷。由此可以确定： （2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6209的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，取( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。(4)取齿

24、轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径R1.5。输出轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）计算弯矩）水平面弯矩 在C处，在B处，）垂直面弯矩 在C处（）合成弯矩图 在C处在B处，（4）计算转矩，并作转矩图 (CD段)6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级链轮的键 由表选用圆头平键（C型） 由式，查表，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯

25、矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷当量动载荷因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命十.润滑与密封1润滑方式的选择 因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择因为该减速

26、器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。十一.箱体结构尺寸机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a<250,n=66轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df12.2mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df10mm联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df7mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6mm定位销直径d=(0.70.8) d27mm轴承旁凸台半径R10 mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=42.5mmD12=42.5mmD13=57.5mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=59.5mmD22=59.5mmD23=74.5mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离22>9 mm两齿轮端面距离4=55 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1