机械设计课程设计(二级齿轮减速器)(机械专业)

1、机械设计课程设计 计算说明书班级： 学号： 设计者： 指导老师：目录1. 题目及总体分析3 2. 各主要部件选择4 3. 电动机选择4 4. 分配传动比5 5. 传动系统的运动和动力参数计算6 6. 设计高速级齿轮7 7. 设计低速级齿轮12 8. 链传动的设计16 9. 减速器轴及轴承装置、键的设计18 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计24 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计29 10. 润滑与密封34 11. 箱体结构尺寸35 12. 设计总结36 13. 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条件：由电动机驱动，输送

2、带的牵引力4000F N =，运输带速度0.8/v m s =，运输机滚筒直径为315D m m =。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为10年，每年300个工作日，每天工作12小时，具有加工精度8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：5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1

3、为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。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 三. 电动机的选择 四. 分配传动比 五. 传动系统的运动和动力参数计算 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21·13.6×24

4、=86.4,取Z 2=87。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 14= 2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即21 (12H E H d t t t Z Z u u T k d + ）确定公式内的各计算数值 （）试选6. 1=t K（）由图，选取区域系数433. 2=H Z （）由图查得78. 01= 20.87= 121.65=+= （）计算小齿轮传递的转矩55411195. 510/95. 5103. 96/14402.626210T P n = N m m （）由表选取齿宽系数1=d（）由表查得材料的弹性影响系数2/18. 189MPaZ E =（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度

5、极限M P a H 6001lim =，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H M Pa =（）由式计算应力循环次数91606014401(2830010 4. 147210h N n j L= 99（）由图查得接触疲劳强度寿命系数90. 01=HN K 95. 02=HN K（）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，由式得 M P aM P a S K H HN H 5406009. 01lim 11= M P aM P a SK H HN H 5. 52255095. 02lim 22= M P a M P a H H H 25. 5312/ 5. 522540(2/

6、(21=+=+=）计算（）试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得12. 433189. 830. 5 81. 25t d m m = （）计算圆周速度1130.5814402.30/601000601000t d n v m s = （）计算齿宽及模数nt m11c o s 30. 58c o s 141. 2424t nt d m m m Z =2. 252. 251. 24/30. 58/2. 7910. 96nt h m mm b h =（）计算纵向重合度903. 114tan 241318. 0tan 318. 01=Z d （）计算载荷系数K 已知使用系数1=A K根据2.30

7、/v m s =，级精度，由图查得动载荷系数1.11V K = 由表查得2232231. 120. 18(10. 6 0. 23101. 120. 18(10. 61 10. 231037. 101. 417H d dK b-=+=+=由图查得1.34F K =假定100/A tK F N m m b<，由表查得4. 1=F H K K（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得1134.06td d mm = （）计算模数n m 11c o s 34. 06c o s 141. 3824n d m m m Z =3按齿根弯曲强度设计 由式 2121cos 2F S F d n Y

8、 Y Z Y KT m ）确定计算参数（）计算载荷系数 11. 111. 41. 3AVFFK K K KK = （）根据纵向重合度903. 1=，从图查得螺旋角影响系数 88. 0=Y （）计算当量齿数113322332426.27cos cos 148795.24cos cos 14V V ZZ Z Z =（）查取齿形系数由表查得592. 21=Fa Y 22.172Fa Y =（）查取应力校正系数由表查得596. 11=Sa Y 21.798Sa Y =（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001= 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802= （）由图查得弯曲疲劳强

9、度寿命系数 85. 01=FN K 88. 02=FNK（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4，由式得 M P aS K FE FN F 57. 3034. 150085. 0111= M P aS K FE FN F 86. 2384. 138088. 0222= （）计算大小齿轮的F Sa Fa Y Y 111222238.86Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y =大齿轮的数据大）设计计算1.159n m m m = 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m 1.5mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足

10、接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径134. 06d m m =来计算应有的齿数。于是有11cos 34.06cos14nd Z m =nZ Z m a mm +=将中心距圆整为79mm）按圆整后的中心距修正螺旋角12( (2280 1.5arccosarccos14.452279nZ Z m a+=因值改变不多，故参数、K 、H Z 等不必修正。11 / 36）计算大、小齿轮的分度圆直径123.92cos cos14.45n Z m d m m Z m d m m= ）计算大、小齿轮的齿根圆直径d d m mm =-=-=-=-=）计算齿轮宽度圆整后取235B mm =；140B

11、m m =5验算11K F N m m N m m b =<合适12 / 36七. 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，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数21·12.75×24=66。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即211 (132. 2H E d t t Z u u T k d + ）确定公式各计算数值（） 试选载荷系数3. 1=t K（） 计算小齿轮

12、传递的转矩55421295. 51095. 5103. 768. 97710400P T N m m n =（） 由表选取齿宽系数1=d （） 由表查得材料的弹性影响系数2/18. 198MPa Z E =（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H M Pa =（）由式计算应力循环次数92160604001(2830010 1. 15210（）由图查得接触疲劳强度寿命系数96. 01=HN K 05. 12=HNK（）计算接触疲劳强度许用应力13 / 36取失效概率为，安全系数为S=1，由式得M P a M P a

13、SK H HN H 57660096. 01lim 11= M P a M P a S K H HN H 5. 57755005. 12lim 22= ）计算（） 试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入H 中的较小值 160.00t d m m = （） 计算圆周速度v121.256/601000601000t d n v m s = （） 计算齿宽b h =（） 计算载荷系数K根据1.256/v m s =，级精度，由图查得动载荷系数07. 1=V K 假设mm N b F K t A /100/<，由表查得1H F K K =由表查得使用系数1=A K由表查得H d d K b-=+=

14、+= 由图2查得35. 1=F K（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得14 / 36 1163.24d d mm =（）计算模数11/63.24/242.63m d Z =3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为2112F S F d n Y Y Z KT m ）确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数85. 01=FN K 88. 02=FN K（） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得= 2220.88380（） 计算载荷系数

15、（）查取齿形系数由表查得65. 21=Fa Y 22.212Fa Y =（）查取应力校正系数由表查得58. 11=Sa Y 21.774Sa Y =（）计算大小齿轮的F SaFa Y Y ，并比较11122238.86Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y = 大齿轮的数据大）设计计算15 / 36 1.95m m m =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，可取有弯曲强度算得的模数1.95，并就近圆整为标准值2.0。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163.24d m m =来计算应有的齿数。大齿轮齿数2212.7532

16、88Z i Z =4几何尺寸计算）计算分度圆直径d Z m m m =）计算齿根圆直径1122(2.5 2.0(322.5 59.0(2.5 2.0(882.5 171.0f f d m Z mmd m Z mm =-=-=-=-=）计算中心距12( /2(64176 /2120a d d m m =+=+=）计算齿宽取265B mm = 170B m m =5验算11K F N m m N m m b =<合适八链传动的设计1 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数115Z =，大齿轮的齿数为2131545Z i Z = 材料选择40钢，热处理：淬火、回火 2 确定计算功率由表96查得1.0A

17、 K =，由图913查得1.35z K =，单排链，则计算功率为：3 选择链条型号和节距根据5.073ca P kW =及3145.45/min n n r =查图911，可选20A-1。查表91，链条节距为31.75p mm =。 4 计算链节数和中心距相应得链长节数为201221002(106.1522P a Z Z Z Z p L p a +-=+，取链长节数106P L =节。查表97得到中心距计算系数10.24799f =，则链传动的最大中心中心距为：1122( 1196.8P a f p L Z Z mm =-+ 5 计算链速v ，确定润滑方式31145. 451531. 751.

18、 15/601000601000n Z Pv m s =由1.46/v m s =和链号20A 1，查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6 计算压轴力有效圆周力为：3.7581000P P F N v=链轮水平布置时的压轴力系数1. 1F p K =，则压轴力为1. 153267. P Fpe F K F N= 九. 减速器轴及轴承装置、键的设计 1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率113.96, n 1440/min P kw r =转速转矩412.62610T N m m = 求作用在齿轮上的力411222. 626101328. 234. 07t a n t a n

19、 201328. 499. 2c o s c o s 14. 45t a n 1328. 2t a n 14. 45342. 3t n r ta t T F N d a F F N F F N=初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取112= A（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径min 15.69d A mm = 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径12d -. 为了使所选的轴直径12d - 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=KA T 1, 查表14-1, 考虑到转矩的变化很小, 故取K A =1.3,则，4=查机械设计手册

20、，选用HL 型弹性柱销联轴器， 其公称转矩为160000N ·。半联轴器的孔径118d m m =，故取118d m m =半联轴器长度L 42，半联轴器与轴配合的毂孔长度130m m L =。轴的结构设计）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，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度d h 1. 007. 0=, 故取段的直径220d mm = 221l mm =。半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =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1l 的长度应该比1L 略短一点，现取128l mm =（2）

21、初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据220d mm =，初选型号6205轴承，其尺寸为255215d D B =，基本额定动载荷14.0r C K N = 基本额定静载荷7.88r C K N = ，mm d a 31= mm D a 46=，故3825d d mm =, 轴段7的长度与轴承宽度相同, 故取3815l l m m =(3取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取494l m m =。为减小应力集中, 并考虑右轴承的拆卸, 由于6205的深沟球轴承的定位轴肩直径31a d m m =，大于齿根直径130.32f d mm =。因此根据齿根直径，定428d m m =（4）轴段5为齿

22、轮, 齿根直径130.32f d mm =，分度圆直径134.07d m m =，齿顶圆直径36a d m m =, 齿宽34.07b m m =为减小应力集中, 并考虑右轴承的拆卸, 轴段7的直径同轴段47428d d m m =，715l mm =（5）取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得156.5L m m =, 2116.5L m m =，341.5L m m = (6参考表152，取轴端为0145，各轴肩处的圆角半径见CAD 图。输入轴的结构布置 5受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 323348.9t AX F L F N L L =+ 979. 3BXt A XF

23、F FN =-=342.3AY a F F N =（）在垂直面上132320, 167.9N r aBAZ d F L F MF L L +=+总支承反力516.8A F N = 1033.8B F N = ）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 2348. 9116. 540646. 9.A XA XMFL N m m = 40646. 9. B X A XM MN m m= （）垂直面弯矩图 2167. 9116. 519560. 4A ZA ZMFL N m m = 3331. 341. 513748. 95B Z B Z M F L N m m= （）合成弯矩图20. 445108.

24、5AZM N m m =2. 9542909. 3B Z M N m m = 3）计算转矩并作转矩图26. 263T T N m= 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（A 型）66b h m m m m = 25L m m = 联轴器:由式，1912226.26318T M Pa p kld -=-查表，得MPa p 120100= p p <，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6. 0=，轴的计算应力14.7ca W M Pa = 由表查得MP

25、a 601=-，1-<ca ，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387.2Ar F N = 轴向载荷342.3Aa a F F N =由/0.884Aa Ar F F e =>，在表取X 0.56。相对轴向载荷为a F C =，在表中介于0.0400.070之间，对应的e 值为0.240.27之间，对应Y 值为1.81.6，于是，用插值法求得Y -=+=-，故0.56, 1.782X Y =。由表取1.2p f = 则，A 轴承的当量动载荷( 1011.7A p Ar Aa r P f XF YF N C =+=<，校核安全该轴承寿命该轴承寿命66

26、331101014000(30670606014401011.7rAh AC L h n P =（） 校核轴承B 和计算寿命径向载荷1015.0Br F N = 该轴承寿命该轴承寿命66331101014000(1218.0rBh BC L h n P =2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率223.76, n 400/min P kw r =转速转矩428.98710T N m m =求作用在齿轮上的力高速大齿轮:42121111228.98710=低速小齿轮:422122228.987102808.464tan 2808.4tan 201022.2t r t n T F

27、Nd F F a N=初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取112= A ，于是由式初步估算轴的最小直径min 23.6d A mm = 这是安装轴承处轴的最小直径1d4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6205的深沟球轴承 参数如下255215d D B = 31a d m m = 46a D m m = 基本额定动载荷14.0r C K N =基本额定静载荷7.88r C K N = 故1725d d mm =。轴段1和7的长度与轴承宽度相同, 故取1715l l m m =，2631a d d d m m =，2620l l m m =( 2 轴

28、段3上安装低速级小齿轮, 为便于齿轮的安装, 3d 应略大与2d , 可取335d m m =。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3l 应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽164b m m =，取360l m m =。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d h 1. 007. 0=, 取438d m m =, h l 4. 14=, 故取45l m m =( 3轴段5上安装高速级大齿轮, 为便于齿轮的安装, 5d 应略大与6d , 可取535d m m =。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,

29、 轴段5的长度5l 应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽35b m m =，取533l mm =。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d h 1. 007. 0=, 取438d m m =, h l 4. 14=, 故取45l m m =。取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得155.5L m m =, 254L m m =，342.5L m m = （4）参考表152，取轴端为01.245，各轴肩处的圆角半径见CAD 图。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 13223123( 2188.5t t AX F L F L

30、L F N L L L +=+1373. 8A Y a F F N =122070.4BX t t AX F F F F N =+-= 在垂直面上：2131223123( 0, 843.0r a r BAZ d F L F F L L MF N L L L +=+ 故12724.4BZ r r AZ F F F F N =+-= 总支承反力：2374.8A F N= 2193.5B F N= 2 计算弯矩在水平面上：在垂直面上：1330787. BZ BZ M F L N m m =' 213158864.8. 2BZBZ a d MF L F N mm =+=BZMMN m m =2

31、246786.5Z AZ M M N m m =故193222.5M N mm = ' 1105866.2M N mm =26. 5130161. 2M N mm = = 3 计算转矩并作转矩图289870T T N mm =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选用圆头平键（A 型）108b h = 50L m m =mm h k 45. 0= 46l L b m m =-=由式，2231.5pT M P a kdl=查表，得MPa p 120100= p p <，键校核安全 2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A 型） 108b h = 28L m m

32、=mm h k 45. 0= 18l L b m m =-=由式，2280.52p T M P a kdl= 查表，得MPa p 120100= p p <，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6. 0=2/31.2a W M Pa = 由表查得MPa 601=-，21a -<，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2345.6Ar F N = 轴向载荷373.8Aa AY F F N =/0. 12A a A r F F e=<, 查表13-5得X=1,Y=

33、0,按表13-6, 2. 10. 1=p f , 取1.0p f =, 故( 2345.6A p Ar Aa P f XF YF N =+=因为P C r <，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命63210(1771560r Ah AC L h n P =）校核轴承B 和计算寿命径向载荷2193.5Br F N = 当量动载荷2193.5B p Br r P f F N C =<，校核安全该轴承寿命该轴承寿命63210(3385060r B h BC L h n P =查表13-3得预期计算寿命'12000h Bh L L =<，故安全。3. 轴（输出轴）及其轴承装置、键的

34、设计 输入功率33.758P K W = 转速3145.45/m in n r =转矩3246.74T N m = 2 第三轴上齿轮受力32222467402803.9176t T F N d =tan 2803.9tan 201020.5r t n F F a N =。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min 33.11d A mm = 这是安装链轮处轴的最小直径k d ，取135k d d m m =，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：114(k z d l d m m m m =+=，为保证链轮与箱体的距离，取178l m m =4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺

35、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用来安装轴承，根据135d m m =，初选型号6308的深沟球轴承，参数基本：409023d D B = 49a d mm = 81a D m m = 基本额定动载荷40.8r C K N = 基本额定静载荷24.0r C K N = 。由此可以确定： 2740d d m m = 2723l l m m =（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6308的深沟球轴承的定位轴肩直径a d 确定, 即3649a d d d mm =，取618l mm =( 3 轴段5上安装低速级大齿轮, 为便于

36、齿轮的安装, 5d 应略大与6d , 可取554d m m =。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5l 应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽64b m m =，取560l m m =。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d h 1. 007. 0=, 取464d mm =, h l 4. 14=, 故取46l m m =。(4取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取356l mm =（5）取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得157.5L m m =, 2105.5L m m =，389.5L m m = （6）参考表15

37、2，取轴端为01.245，各轴肩处的圆角半径见CAD 图。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0AXM= (1123126051.2t P BX F L F L L L F N L L +=+20.5p AX t BX F F F F N =+-=在垂直面上2120, 660.5r BZ AZ F L M F N L L =+（2）计算弯矩）水平面弯矩31 / 36 37997.1C M N mm =在B 处，292468.1B M N m m =（4）计算转矩，并作转矩图3246.74T T N m = (CD段6作受力、弯距和扭距图32 / 36 7

38、选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A 型）1610b h = 45L m m =0.55k h m m = 29l L b m m =-=由式，3263.02pT M P a kdl=查表，得MPa p 120100= p p <，键校核安全 2）高速级链轮的键33 / 36由表选用圆头平键（A 型） 108b h = 63L m m =mm h k 45. 0= 53l L b m m =-=由式，3266.5pT M P a kdl=查表，得MPa p 120100= p p <，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 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面 根据式，并取6. 0= 53.2Ba W M Pa =由表查得MPa 601=-，21a -<，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660.8Ar F N =当量动载荷660.8A p A r P f F N =因为P C r <