同济大学二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

1、机械设计课程设计说明书(机械设计基础)设计题目 二级圆柱斜齿轮减速器机械学院 机械设计及其制造专业班级 07级机械 学号 设计人指导老师 完成日期 2009年7月22日目录设计任务书3电动机的选择3计算传动装置的运动和动力参数4传动件的设计计算6轴的设计计算.14滚动轴承的选择及计算.22键联接的选择及校核计算.26联轴器的选择.27减速器附件的选择.27润滑与密封.29设计小结.29参考资料目录.30一、设计任务书 设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2000N，带速v=0.9m/s，卷筒直径D=300mm，输送机常温下经常满载，空载起动，

2、工作有轻震，单向运转。工作寿命5年（设每年工作300天），一班制。二、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量(1)卷筒的输出功率Pw=Fv/1000w=2000×0.9/1000×0.96=1.875kW带式运输机w=0.96(2)电动机输出功率传动装置的总效率=1*2*3*4*5*6*7*8式中、为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计表12-8查得：联轴器=0.99；滚动轴承=0.99；圆柱齿轮传动=0.98；滚动轴承=0.99；圆柱齿

3、轮传动=0.98；滚动轴承=0.99；联轴器7=0.99；卷筒8=0.96；则=0.99×0.99×0.98×0.99×0.98×0.99×0.99×0.96=0.877故 Pd=1.875/0.877=2.14kW(3)电动机额定功率由机械设计（机械设计基础）课程设计表19-1选取电动机额定功率Ped=2.2kW。3）电动机的转速卷筒轴的工作转速:60×1000v/3.14D=60×1000×0.9/3.14×300=57.30r/min推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基

4、础）课程设计表2-2查得两级圆柱齿轮传动比范围i=840，则电动机转速可选范围为：nd=inw=458.42292r/min初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（）电动机转速(r/min)同步满载1Y100L1-42.2150014202Y112M-62.21000960两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y100L1-44）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。三、计算传动装置的运动和动力参数

5、1）传动装置总传动比：i=nm/nw=1420/57.3=24.782）分配各级传动比：高速级齿轮传动比：低速级齿轮传动比：3） 各轴转速（轴号：电动机轴、输入轴（轴）、中间轴（轴）、输出轴（轴）、卷筒转轴）：电动机轴与输入轴之间的传动比=1，输出轴与卷筒转轴之间的传动比；，故符合要求。4) 各轴的输入功率：为电动机轴与输入轴之间的传动效率，为输入轴与中间轴间的传动效率，为中间轴与输出轴间的传动效率，为输出轴与卷筒转轴间的传动效率。、kW=5） 各轴的输入转矩： 用公式计算运动和动力参数表项目电动机轴输入轴中间轴输出轴卷筒转轴转速(r/min0957.357.3功率(

6、kw)2.142.102.041.981.88转矩(N*m)14.3914.1280.81330313.33传动比115.894.211效率10.98010.97020.97020.9504四、传动件的设计计算低速级传动齿轮设计（齿轮3、4）1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 低速级传动齿轮速度不高，故选用7级精度。2） 材料选择： 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则4） 初选螺旋角：初选螺旋角2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进

7、行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 小齿轮的转矩3） 由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数4） 由机械设计（第八版）图10-26查得，；则5） 选齿宽系数6） 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数7） 由机械设计（第八版）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8） 计算应力循环次数：9） 由机械设计（第八版）图10-19查得接触疲劳寿命系数。10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径：2） 计算圆周速度：3） 计算齿宽b及模数：mm4) 计算纵向重合

8、度：=2.385） 计算载荷系数K: 已知载荷状态为有轻震，故使用系数查由机械设计（第八版）表10-2得=1.25；根据v=0.66m/s,7级精度，由图10-8得载荷系数=1.07；由表10-4查得的值遇直齿轮的相同，得=1.42；由图10-13得=1.36；由表10-3查得；故载荷系数：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：7） 计算模数：3、按齿根弯曲疲劳强度设计并校核(1) 确定计算参数1） 计算载荷系数：2） 根据纵向重合度，从由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响系数3） 计算当量齿数：4） 查取齿形系数：,5） 查取应力校正系数：6） 由机

9、械设计（第八版）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取弯曲疲劳寿命系数7） 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.48） 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2） 设计计算：前后对比计算结果，取=2mm即可满足弯曲强度，但为了同事满足解除疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=58.45mm来计算齿数；故：；则：4、 几何尺寸计算（1） 计算中心距：，圆整为150mm（2） 按圆整后点的中心距修正螺旋角由于值改变不多，故参数等不必修正。（3） 计算大小齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度： 圆整后取（5） 结构设计 小齿轮3的

10、齿顶圆直径<160mm,故选用实心结构；大齿轮4的齿顶圆直径大于160mm又小于500mm，故选用腹板式结构。高速级传动齿轮设计（齿轮1、2）1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 大小齿轮的精度等级、材料与低速级齿轮相同。2） 初选小齿轮1的齿数，大齿轮2的齿数，故2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1） 确定各计算数值1） 由机械设计（第八版）图10-26查得；则2） 计算应力循环次数3） 由机械设计（第八版）图10-19查解除疲劳寿命系数4） 计算接触疲劳许用应力，取失效率为1%，安全系数S=1其余参数均与低速级传动齿轮中的相同。（2） 计算1） 试算小齿轮1的分度圆

11、直径2） 计算圆周速度3） 计算齿宽b及模数4） 计算纵向重合度5） 计算载荷系数K；由v=2.19m/s,7级精度，查得；由机械设计（第八版）表10-4查得；由机械设计（第八版）图10-13得；由表10-3得；故载荷系数为：6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7） 计算模数：3、 按齿根弯曲强度设计并校核（1）确定计算参数1）计算载荷系数:2）根据纵向重合度，查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4） 查齿形系数及应力校正系数5）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳极限寿命系数6）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.47） 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）

12、设计计算mm前后对比计算结果，取=1.5mm，故，圆整为，则4、 几何尺寸计算（1） 计算中心距：，圆整为118mm.（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角（3） 计算大小齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度:圆整后（5） 结构设计小齿轮齿顶圆直径小于160mm，故选用实心结构；大齿轮的齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm，故选用腹板式结构。5、 轴的设计计算输入轴的设计（拟定齿轮1的旋向为右旋）1、 求输入轴上的功率、转速和转矩2、 求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮1的分度圆直径圆周力径向力轴向力3、 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计

13、（第八版）表15-3，取，得。输入轴一端与联轴器连接，联轴器另一端与电动机外伸轴连接，故需同时选取联轴器型号，电动机外伸轴直径为28mm。联轴器的计算转矩，由表14-1得，由于转矩变化很小，故取，则，查机械设计课程设计表17-1，综合以上选TL4型弹性套柱销联轴器，许用转矩为63N.m，半联轴器的孔径，故取（轴径范围为2028mm），半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。4、 轴的结构设计（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 由3中可知，轴段1-2的直径，。2） 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3轴段直径，轴承端盖的总宽

14、度为20mm，端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为30mm，故取。3） 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表15-1中初选0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为dxDxT=25x52x16.25mm，这对轴承均用轴肩进行轴向定位，故取。4） 由于齿轮分度圆直径与轴径相差不大，齿根圆与键槽底部距离小于2.5，故应将轴与齿轮做成一体成为齿轮轴。5） 箱壁内侧与轴承端面的距离取为8mm，又由于采用脂润滑，要留出封油盘的位置，故取。由作图时通过中间轴的尺寸确定为136mm。（3） 轴上的周向定位联轴器

15、由圆头普通平键与轴连接，查机械设计课程设计表12-24选，滚动轴承的周向定位由过渡配合来保证，尺寸公差为k6。（4） 轴上圆角与倒角尺寸：5、 求轴上的载荷轴承支撑点位置;对30205型查得a=12.6，载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T轴上的载荷分析图如下：6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面：截面5左侧，即齿轮轴齿轮端面左侧。2）抗弯截面系数：W抗扭截面系数：弯矩：扭矩：截面上的弯曲应力：截

16、面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，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及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得，又由附图3-1得轴的材料敏感系数为，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，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值：故可知其安全。中间轴的设计1、 轴上的功率，转速，转矩2、 求作用在齿轮2、3上的力齿轮2：分度圆直径 圆周力 径向力 轴向力齿轮3：分度圆直径 圆周力 径向力 轴向力3、 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴

17、的材料为45（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据且，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为， 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径32mm。2） 取安装齿轮的轴段，齿轮2齿宽 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略

18、短于齿宽，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm,则取3） 齿轮3齿宽，为使套筒与其右端可靠紧压，此轴应略短于齿宽长，故取4） 轴承内侧与箱体距离为812mm，箱体与齿轮端面取8mm，故，（2） 轴上的周向定位 圆柱齿轮2、3的周向定位采用平键连接，根据查机械设计表6-1得，齿轮2、3：选平键截面bxh=9x7mm 键槽用键槽铣刀加工，为了保持齿轮与轴配合有良好的对中性，故齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（3）轴上圆角和倒角：5、 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按按弯

19、扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。输出轴的设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮1的分度圆直径圆周力径向力轴向力3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得。联轴器的计算转矩，由表14-1得，由于转矩变化很小，故取，则，查机械设计课程设计表17-2，综合以上选HL3型弹性套柱销联轴器，许用转矩为630N.m，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=

20、82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=60mm。4、轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3轴段直径，轴承端盖的总宽度为20mm，端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为30mm，故取；1-2段的长度应略短于L1，故取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表15-1中初选0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dxDxT=40x80x19.75mm，这对轴承均用轴肩进行轴向定位，故取。3）齿轮右端与右轴承

21、之间采用套筒定位，已知齿轮的齿宽，此轴应略短于它，故取，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07，故取h=4mm，则轴环处的直径，轴环宽度b，取4）箱壁内侧与轴承端面的距离取为8mm，又由于采用脂润滑，要留出封油盘的位置，故取。（2）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽铣刀加工，为保证良好的对中性，齿轮与轴配合为；半联轴器与轴的连接，选平键，配合为；滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处轴的尺寸公差为k6。（3） 轴上圆角与倒角尺寸：5、 求轴上的载荷，a=16.9mm载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按按

22、弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。6、 滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为，载荷水平面H垂直面V支反力F则：则：则：则：查机械设计课程设计表15-1得：轴承1：轴承2：则：故合格。中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承302

23、05，其尺寸为，载荷水平面H垂直面V支反力F则：则：则：则：查机械设计课程设计表15-1得：轴承1：轴承2：则：故合格。输出轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为，载荷水平面H垂直面V支反力F则：则：则：则：查机械设计课程设计表15-1得：轴承1：轴承2：则：故合格。7、 键联接的选择及校核计算输入轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。中间轴键计算1、 校核圆柱齿轮2处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联

24、接所能传递的转矩为：，故单键即可。2、 校核圆柱齿轮3处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。输出轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。2、 校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。8、 联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选TL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63N.m，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N.m，半联轴器

25、的孔径，故取，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。9、 减速器附件的选择由机械设计（机械设计基础）课程设计选定通气帽M12x1.25，圆形油标M12，外六角油塞及封油垫M14x1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M8（GB/T825-88），启盖螺钉M8。箱体的主要尺寸：(1) 箱座壁厚 故取(2)箱盖壁厚 故取 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5=1.5×8=12mm(4)箱座凸缘厚度b=1.5=1.5×8=12mm(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5=2.5×8=20(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036×150+12=1

26、5.4 故取M16 (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×16= 12mm 故取M12 (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×16=8.8mm 故取M8 (10)连接螺栓d2的间距L=150-200mm(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.45×16=7.2mm 故取M8 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.35×16=5.6mm 故取M6(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8mm(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1对(15) 至凸缘边缘距离：(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离:(18)大齿轮顶圆与内箱壁间的距离： 故取10mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离： 故取10mm(20)箱盖，箱座肋厚： (21)轴承端盖外径 D轴承外径对输入轴：对中间轴：对输出轴：(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取SD2.10、 润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由机械设计（机械设计基础）课程设计表16-1查得选用320中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。采用浸油润滑