机械设计课设双级圆柱齿轮减速器(链传动说明书)

1、辽宁工业大学机械设计基础课程说明书 、 目 录一 机械设计课程设计任务书- 2二 电动机的选择计算2三 传动比分配 4四 传动装置运动和动力参数计算 4五 传动零件的设计计算 6 1 链传动设计计算 6 2 减速器高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 7 3减速器低速级斜齿圆柱齿轮设计计算 12六 轴承与联轴器的选择 17七 轴、轴承及键的强度校核181 轴的设计与强度校核（高速轴）182滚动轴承的选择及寿命验算223键联接的选择和验算23八 减速器的密封种类的选择 24九 减速器的附件选择 24十 润滑油的牌号及油量计算 25十一 设计体会 26十二 参考文献 28一.设计任务 1带式运输机传动装置设

2、计的布置: 2.设计的技术数据：运输带的工作拉力F=4600 N,运输带的工作速度V=0.95m/s,运输带的滚筒直径D=400mm,运输带的宽度B=400mm3.工作情况要求：用于机械加工车间运输工作，2班工作制,载荷有轻度冲击，使用5年，小批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流380/220V。速度允差<5%二.电动机的选择计算1.选择动力机系列按工作要求条件选用三相异步电动机封闭扇冷式结构，电压380伏，Y系列。2.选择动力机功率（名片上标的功率是输出功率）传动筒所需功率PW =FV /1000=4600×0.95/1000=4.37kw 传动装置的总效率

3、 按表17-9确定各部分效率如下77 7 ：链传动效率： 链 = 0.92闭式柱齿轮传动效率： 齿 = 0.97 （暂定为8级精度）滚动轴承效率（一对）：承 = 0.99联轴器效率： 联 = 0.99传动滚筒效率： 卷筒 = 0.96代入得：=0.92×0.972×0.994×0.99×0.96=0.79所需电动机功率 Pr = PW/=4.37/0.79=5.53kw 查表27-1，可选Y系列三相异步电动机Y160M-6型， 额定功率 P0=7.5kw；或选Y系列三相异步电动机Y132M-4 型，额定功率 P0=7.5kw；均满足 P0 > Pr

4、3.确定电动机转速传动滚筒轴转速 nW=60V/D=(60×0.95)/(×0.4)=45.4 r/min现以同步转速为 1500、1000r/min二种方案进行比较。由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于下表1表1 电动机数据及总传动比方案号电机型号额定功率kw同步转速（空转）r/min满载转速r/min电机质量kg传动比i1Y132M-47.51500144054.531.722Y160M-67.5100097083.021.37经比较两个方案可见，方案2选用价格较便宜，传动比较合适，它的传动装置结构比较紧凑，故决定选用方案2。电动机型号为： Y160M-6.额定

5、功率为： P0=7.5kw 同步转速为： n=1000r/min满载转速为： n0=970r/min由参考表27-2查得电动机中心高H=160mm，轴伸直径和长度：D×E=42×110mm。 三 .传动比分配(总传动比一级减速器3-5；二级减速器-10-25。直齿取较小值，斜齿取较大值。 蜗杆8-20比较合适)当设计多级传动的传动装置时，分配传动比很重要。要做到尺寸紧凑，结构协调，成本低，维修方便。i=n0/nw=970/45.4=21.37据参考表17-9：取链传动传动比 i链=2（闭式）则：减速器传动比：i减=i/i链=21.37/2=10.685取两级齿轮减器高速级传

6、动比：低速级传动比 =2.813四传动装置运动和动力参数计算0轴：即电动机轴Po=Pr=5.53kw no=970r/min To=9.55Po/no=9.55×（5.53×103/970）=54.44 Nm轴：即减速器高速轴 5.53×0.99=5.47kw n1=n0 =970r/min T1=9.55 P1/n1=9.55×（5.47×103/970）=53.85 Nm 轴：即减速器中间轴 P2=P112 =P1齿承 =5.47×0.97×0.99=5.25kw n2=n1/=970/3.798=255.4 r/min

7、T2=9.55 P2/n2 =9.55×(5.25×103)/ 255.4=196.31Nm 轴：即减速器低速轴 P3=P223=P2齿承=5.25×0.97×0.99=5.04kw n3=n2/=255.4/2.813=90.8r/min T3=9.55 P3/n3=9.55×(5.04×103)/ 90.8=530.09Nm轴：传动滚筒轴 P4= =P3承链=5.04×0.99×0.92=4.59kw 90.82=45.4r/min T4=9.55 P4/n4=9.55×(4.59×103)

8、/ 45.4=965.52Nm上述结果汇于下表2：表 2 各轴运动及动力参数轴序号功率P（kw）转速n（r/min）转距T（Nm）传动比i效率05.5397054.441.00.98I5.4797053.853.7980.965.25255.4196.312.8130.965.0490.8530.0920.914.5945.4965.52五传动零件的设计计算：（滚子链常用于低速级，功率在100KW以下，链条速度不超过15m/s，最大传动比8）1.链传动设计计算 已知：传递功率P=5.04kw，主动链轮转速=90.8r/min，从动轮转速=45.4 r/min ,载荷有轻度冲击。（1）确定链轮齿

9、数计算传动比 i=/=90.8/45.4=2一般先确定链条速度，在确定z1，设链速v=38m/s,由表4-13选取=23又=223=46 则取=47.（优先选奇数且为质数）(2）选取链型号，确定链节距p 由式得1.5×0.75×5.04/1=5.67KW式中，工况系数由表4-14查得为1.5，小链轮齿系数由图4-39查得为0.75，多排链系数按单排链由表4-15查得为1。根据=5.67 kw及=90.8r/min，由图4-37选定链型号为20A，由表查得其节距P=31.75mm(3)验算带速 2390.831.75/(601000)=1.105m/s<8m/s链速适宜

10、。 (4)计算链节数与实际中心距 .初取中心距(3050)P=(3050) 31.75=952.51587.5mm 取1200mm.计算链节数 =110.445节110节.确定实际中心距 (5)确定润滑方法及润滑油品种根据链速v=1.105 m/s及链号20A，由图4-42选滴油润滑。根据表4-17选46号低粘节能通用齿轮油。 (6)计算对轴的作用力取=1.25 =1000 1.25 5.04/1.105=5701.36N (7)设计链轮主要几何尺寸分度圆直径链设计完毕2.减速器高速级斜齿圆柱齿轮设计计算已知：小齿轮输入的功率p1=5.47kw，小齿轮的转速=970r/min，传动比i=3.7

11、98，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期寿命5年。(1）选择齿轮材料、确定精度等级及许用应力（一般是45号钢，小齿轮硬，大齿轮软相差30-50HBS）小齿轮选45钢，调质处理，查表5-1，硬度为 217255HB，取235250HB大齿轮选45钢，正火处理，查表5-1，硬度为 162217HB，取190215HB选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）查表每一种机械又有一定的等级查图5-16,得 =580 MPa， =545 MPa计算应力循环次数N,由式（5-33）= =60×970×1×(5×16×300)=1

12、.40×109=/u=1.4×109/3.798=3.69×108查图5-17，得=1.0 ,=1.08(允许一定点蚀)取=1.0,=1.0 ，由式（5-28）确定接触疲劳许用应力 =/=(580×1.0×1.0)/1=580MPa=/ =(545×1.08×1.0)/1.0=588.6MPa(2)按接触疲劳强度确定中心距a 式中=53850Nmm初取，=120，估取= 200 ，120，则其中=2.47取=0.35，由表5-5，得=189.8初定中心距= 取=130mm，取标准模数=2mm齿数和=，取=127 = / (u

13、+1) =26.47 圆整取 =26， =127-26=101实际传动比：= =10126=3.885， 传动比误差：/=2.3%<5% 在允许范围内精确求=arcos =arcos2×127(2×130)=与暂取=12°接近，故、可不修正=2×26/cos =53.230mm =2×101/cos=206.777 mm 圆周速度= 取齿轮精度为8度 (3)校核齿面接触疲劳强度查表5-3得：=1.25 =(2.7×26)/100=0.702ms查图5-4b得：Kv=1.05齿宽b= =0.35×130=45.5mm取=

14、50mm，=50+(510)=55mm则=50/53.23=0.94查图5-7a和表5-4得= 1.13，=1.2 =1.25×1.05×1.13×1.2=1.780齿顶圆直径:=53.23+2×2=57.230mm =206.777+2×2=210.777mm端面压力角= arctan（tan/cos12.3391）=20.434° 齿轮基圆直径 =53.230×cos20.434=49.881mm =206.777×cos20.434=193.766mm =29.356° =23.177°

15、=1.68 =1.701 =0.77 =0.99 =11.584° =2.45 =440.86MPa<=580MPa 安全 主要参数为：=2mm，=26，=101= =53.230mm=206.777mm，b=50mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度= =27.888 = = =108.336查图5-14，5-15得： =2.58 =2.22 = 1.62 =1.81 =1-（1.701×12.3391）/ =0.8 =0.7查图5-18b得：=220MPa ，=210MPa查图 5-19得： =1.0 =1.0查图5-13得： =1.0 , =2.0，= 1.4，则： =

16、220×2.0×1.0×1.0/1.4 =314MPa =210×2.0×1.0×1.0/1.4=300MPa =84MPa< 故安全=81MPa< 故安全 (5)齿轮的主要几何尺寸参数计算： =53.23mm = 206.77mm =53.23+2×2=57.23mm =206.77+2×2=210.77mm =53.23-2.5×2=48.23mm =206.77-2.5×2=201.77mma=(+)/2=(53.23+206.77)/2=130mm =55mm , =50mm

17、3.减速器低速级斜齿圆柱齿轮设计计算已知：小齿轮输入的功率p1=5.25kw，小齿轮的转速=255.4r/min，传动比i=2.813，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期寿命5年。(1）选择齿轮材料、确定精度等级及许用应力小齿轮选45钢，调质处理，查表5-1，硬度为 217255HB，取235250HB大齿轮选45钢，正火处理，查表5-1，硬度为 162227HB，取190215HB选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）查图5-16,得 =580 MPa， =545 MPa计算应力循环次数N,由式（5-33）= =60×255.4×1

18、5;(16×5×300)=3.68×108=/u=3.68×108/2.813=1.31×108查图5-17，得=1.08,=1.12取=1.0,=1.0 ，由式（5-28）确定接触疲劳许用应力 =/=626.4 MPa=/ =(545×1.12×1.08)/1.0=610.4MPa(2)按接触疲劳强度确定中心距a 式中=196310Nmm初取，=120，估取= 200 ，120，则其中=2.47取=0.35，由表5-5，得=189.8初定中心距=156.5mm取=160mm，取标准模数=2.5mm齿数和=125.20，取=

19、125 = / (u+1) =32.78 圆整取 =33， =125-33=92实际传动比：= =9233=2.788， 传动比误差：/=2.8132.788/2.813=0.9%<5% 在允许范围内精确求=arcos =arcos(2.5×125)(2×160)=12.4293°与暂取=12°接近，故、可不修正=2.5×33/cos12.4293° =84.480mm =2.5×92/cos12.4293°=235.520mm 圆周速度=1.129m/s 取齿轮精度为8度 (3)校核齿面接触疲劳强度查表5-

20、3得：=1.25 =(1.129×33)/100=0.37ms查图5-4b得：Kv=1.03齿宽b= =0.35×160=56mm取=60mm，=60+(510)=65mm则=56/84.480=0.71查图5-7a和表5-4得= 1.10，=1.2 =1.25×1.03×1.10×1.2=1.700齿顶圆直径:=89.48mm =240.52mm端面压力角= arctan（tan/cos12.4293°）=20.441° 齿轮基圆直径 =84.480×cos20.441°=79.160mm =235.5

21、2×cos20.441°=220.69mm = 27.789° =23.429° =1.70 =1.645 =0.77 =0.99 = 11.669 =2.45 =515.25MPa<=610.4MPa 安全 主要参数为：=2.5mm，=33，=92 =12.4293°=12°2545，=84.48mm =235.52mm，b=60mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度= =35.43 = = =98.78查图5-14，5-15得： =2.50 =2.24 = 1.65 =1.82 =1-（1×12.4293°）/

22、=0.8 =0.7查图5-18b得：=220MPa ，=210MPa查图 5-19得： =1.0 =1.0查图5-13得： =1.0 , =2.0，= 1.4，则： =220×2.0×1.0×1.0/1.4 =314MPa =210×2.0×1.0×1.0/1.4=300MPa =121.7MPa< 故安全=120MPa< 故安全 (5)齿轮的主要几何尺寸参数计算： =84.48mm = 235.52mm =84.48+2.5×2=89.48mm =235.52+2.5×2=240.52mm =84.4

23、8-2.5×2.5=78.23mm =235.52-2.5×2.5=229.27mma=(+)/2=(84.48+235.52)/2=160mm =65mm , =60mm(5)齿轮的结构设计小齿轮：由于小齿轮齿顶小于2倍轴径 ，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。对于大齿轮，da2<500m 因此，做成腹板结构。六轴承与联轴器的选择1.选择轴承由于角接触球轴承可承受一定的轴向力，且价格便宜，所以选择角接触球轴承，按轴径大小选择标准件。2.选择联轴器根据轴的直径选择联轴器选TL7型 45×112GB4323-2002T=500NM,n=2800rmin分别大于T

24、0， n0 所以安全七轴、轴承及键的强度校核1轴的设计与强度校核（高速轴）(1).轴的材料选45钢，调质处理由表27-2查得:Y160M-6 D=42k6 轴长E=110mm 键槽宽F=12mm 键槽深GD=8mm 选择联轴器型号TL7 主动端d1=42mm L=112mm 从动端 d2=40mm L=84mm选取最小轴径d0=40mm估算低速轴外伸端最小直径d3minA0（P/n）1/3=45.78mm 取d3=50mm 高速轴的强度计算已知：=970r/min，T1=53.85Nm，53.23mmFt=2 T1/d1=（2×53.85）/53.23=2023.3N Fr=753.

25、83N Fa=Ft·tan=2023.3×tan12.3391°=442.6N (2).按弯扭合成强度条件校核力学模型 水平面支承反力面和扭矩图:=24.6Fa+61.5Fr/192.5=297.4 N =-24.6Fa+131Fr/192.5=456.4N =0N.mm =322.4×61.5=19827.6N.mm= 212.7×131=27863.7N.mm 垂直面支承反力和扭矩图：R1v=61.5Ft/192.5=646.4N, R2v=131Ft/192.5 =1376.9N=0 =975.5 61.5=59991 N·mm

26、合成弯矩：=063182.3 N·mm 66145.7 N·mm轴的扭矩图T=35283 N·mm转矩按脉动循环变化处理 即=0.6 根据 得 选择弯矩最大的剖面和弯矩较大、轴颈较小的剖面进行校核。剖面的计算应力 = =69450.8/(0.1)=8.043MPa剖面的计算应力 = 21169.8/(0.1) =6.46MPa 查表8-1得，=59MPa , , 所以安全。(3).按疲劳强度安全系数校核轴强度 剖面疲劳安全系数校核max=MW=7.8MPa ， min=-max=-7.8MPaa=max=7.8MPa m=0max=TWT=2.07MPa min=

27、 0 m=a=2.07MPa根据参考1，附表查取应力集中系数、绝对尺寸影响系数和表面质量系数根据： （D-d）r=（49.23-44）1.5=3.5 rd= 1.544=0.034查得K=1.90 K=1.58 =0.78 =0.78 =0.95并取=0.25 ，则=14.4 =31.6 =13.1取s=1.5-1.8, S>S,所以满足要求。剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。查得： ，并取：=25.35 取S=1.51.8 S>S, 所以满足要求 2滚动轴承的选择

28、及寿命验算(1).滚动轴承的选择 减速器中的高速轴选用角接触球轴承，可得轴承代号7209C；C=22.8KN ， =15.8KN ，n=1440r/min=212.7N , =322.4N, =457.9N ,=975.5N(2).轴轴承寿命验算 = =504.9N = =1027.4N 轴系结构为全固式结构，所以= =326.7N , =0由轴承手册差得6208轴承：C=22.8KN , =15.8KN对轴承1：=326.7N , =504.9N/=326.7/15800=0.021,查得：=0.20/=326.7/504.9=0.647>=0.20查得=0.56, =2.15因为载荷

29、有轻微冲击，查取冲击载荷系数：=1.2=1182.2N对轴承2：=0N , =1027.4N , 查得=1, =0因为载荷有轻微冲击，查取冲击载荷系数：=1.2=1.21027.4=1232.88N因为> , 用计算轴承寿命 ，温度系数ft=1.0=73217.2h 73217.2/(30016)=15.25年>4.5年 ， 所以轴承合适3键联接的选择和验算 已知：联轴器、轴、键的材料均为45钢，联轴器与轴的配合直径为40mm ，轮毂长为84mm ，传递转矩T=53.85Nmm。(1).键联接的类型和尺寸选择 选A型圆头平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点，键的截面尺

30、寸根据键所在轴段直径d按标准，L=50mm2）对轴上键联接的强度校核普通平键的主要失效形式是轴、轮毂和键三个零件中较弱零件的压溃。故应进行挤压强度校核。许用挤压应力在表3-1中查得=100MPa ， 键的工作长度：l=L-b=50-10=40mm由式3-1得，p×35283/32/8/4013.78MPa<p100MPa键强度满足。八减速器的密封种类的选择轴的外伸端的轴承盖为透盖，透盖中有密封装置，高速轴密封处的圆周速度 = 由于，所以采用皮碗密封。九减速器的附件选择1.检查孔和盖板选择A=150，A1=190，A2=170， d4为M8螺钉4个，R=10，h=5的规格。 2不

31、是恶劣环境下选择比较经济的通气塞 。选择d为M18×1.5 ， D=40，D1=25.4的规格。 3轴承油润滑，在小齿轮处加装挡油盘b=24定位销直径为10 5启箱螺钉为M10 。 6.螺塞及封油垫选择M20×1.5，D0=30，L=28，l=15，a=4，D=25.4，S=22，D10.95S，d1=22，H=2 的规格。十润滑油的牌号及油量计算1）齿轮润滑油的选择润滑油牌号齿轮的接触应力为，故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。润滑油的牌号按齿轮的圆周速度选择参照5-12选择： 选用320 根据4.8-1：代号3202）齿轮箱的油量计算油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高

32、，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递的功率，需油量：箱座高度H+(3050)+(35)=150mm高速轴轴心距下箱内壁：150-8=142mm油深：h=59mm减速器装油量低速轴大齿轮浸油深度：15mm没超过大齿轮顶圆的1/3故油深合理3）滚动轴承的润滑确定轴承的润滑方式与密封方式减速器中高速级齿轮圆周速度

33、: =2.7m/s由于V不过2m/s所以角接触球轴承可以采用油润滑4）验算齿轮是否与轴发生干涉现象：1、2轴之间距离：130mm，2轴上小齿轮齿顶圆半径89.48。碰不到1轴。 2、3轴间距离：160mm，2轴上大齿轮的齿顶圆半径：240.52。2轴大齿轮与3轴之间的距离：39.74mm。因此，齿轮传动设计合理。十一、设计体会 三周的课设已经结束了，从计算到动手画，再到现在的成图，让我切实的感受了设计的过程，因为以前没有接触过，走了很多弯路，也犯了许多错误，但是收获也很多，让我了解也设计的流程，需要注意哪些问题，怎样考虑才能使设计更合理，将对我以后的学习和工作带来更多的经验和帮助。 通过这次课

34、程设计，我不但进一步巩固了课堂上所学过的理论知识，而且提高了我对这些知识的综合运用能力。了解了机械设计的一般方法、步骤和一些注意事项。不能为了单方面增加零件的强度和刚度而随意增大零件的尺寸。因为这样不但会使机械变得笨重而且很浪费材料。我们要在满足强度、刚度的条件下选择合适的零件的尺寸。画图时减速器箱体上的一些线和面是倾斜的，不能随意更改。因为这是为了箱体铸造后方便拔模而专门设计的，同一轴上的两个键槽要在一条母线上，这样可以省掉一些加工工序，节省加工时间，所以我们在设计机械时，不但要考虑机械的工作性能还要考虑到其零件的铸造性能，切削加工性能和经济性的问题。 虽然课设结束了，但是我们以后还会做更多

35、的设计，通过此次的实战经验，相信我们以后会做的更加精细，更加完美。虽然对课程设计时遇到的一些困难和挫折，感到心烦，但当成图打印的那一刻，会感觉心情特别激动，就像自己的一个作品马上就要诞生了，不论是否完美，都是自己的心血所在。在这段时间中，老师也教会我们很多书上学不到的东西，也告诉了我们课程设计的目的所在，让大家了解机械，知道怎么去设计，什么是设计理念，怎样去用准则确定零件的位置，配合的尺寸，而不是单纯的记尺寸。特别感谢在课程设计过程中关心和帮助自己的XX老师和同学们，让我度过了难忘的三周。PW = 4.37kw= 0.79Pr= 5.53kwnW=45.4 r/minP0=7.5kwn=1000r/minn0=970r/mini=21.37I链=2i减=10.685i1=3.798i2=2.813Po=5.53kwno=970r/minT0=54.44 NmP1=5.47kwn1=970rminT1=53.85NmP2=5.25kwn2=255.4r/minT2=196.31NmP3=5.04kwn3=90.8r/minT3=530.09 NmP4=4.59kwn4=45.4r/min T4=965.52Nmi=2=23=47V=1.105m/s=11