机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器计 算 及 说 明结 果一、设计任务书 1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据 输送带有效拉力 F=4100N 输送带工作速度 v=0.7m/s（允许误差±5%） 输送带滚筒直径 d=300mm 减速器设计寿命为10年(设每年工作250天，每天工作16小时)3、工作条件两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传输到减速器中通过联轴4输出到鼓

2、轮5上的输送带6三、电动机的选择 1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw= = 4.2 kw 设： 4w 输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间的传动效率； 4w =输送机滚筒轴（cy=0.96）×一对滚动轴承效率（b=0.99）；0101=联轴器效率（c =0.99）；（p19，查表3-1）1212 = 闭式圆柱齿轮传动效率（g=0.97）×一对滚动轴承效率b=0.99；2312 = 闭式圆柱齿轮传动效率（g=0.97）×一对滚动轴承效率（b=0.99）；34联轴器效率（c =0.99）×一对滚动轴承效率（b=0.99）；则：总=

3、01×12×23×34×4w =0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96 =0.8504Pr=4.939 kw取电动机额定功率 Pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速 n=54.60r/min 由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系

4、列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M28，其主要数据如下：电动机额定功率Pm=5.5kw电动机满载转速nm=720r/min电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3）电动机轴伸长度E=110mm电动机中心高H=160mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=13.19由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12=4.14低速传动比i23=3.19传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550=9550

5、5;=62.89N·m1轴（减速器高速轴）：n1= =750r/minp1=p001=4.94×0.99=4.89kwT1=T0i0101=62.89×1×0.99=62.26N·m 2轴（减速器中间轴）：n2= =173.89r/minP2=p112=4.89×0.9603=4.70kwT2=T1i1212=62.26×4.14×0.9603=247.52N·m3轴（减速器低速轴）： n3= =54.60r/minp3=p223=4.70×0.9603=4.51kwT3=T2i2323=247

6、.52×3.19×0.9603=758.24N·m 4轴（滚筒轴）n4= =54.60r/minp4=p334=4.51×0.9801=4.42kwT4=T3i3434=758.24×1×0.9801=743.15N·m上述计算结果和传动比效率汇总如下：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42转矩T(N·m)62.8962.26247.52758.24743.15两轴连接件、传动件联

7、轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.143.191传动效率0990.96030.96030.9801六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190210 （2）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=60 jHn1t=8.64×108 NF2=60 jHn2t =2.09×108 由图13-10 YN1=0.9 YN2=0.93

8、应力修正系数 由标准规定， Yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=327.36MPa F1 > F2, F= F2=327.36MPa（3）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮Hlim1=580MPa 大齿轮Hlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×108NH2=60jHn1t= 60×1×173.89

9、5;250×5×16=2.09×108由图1314得 ZN1=0.92 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 失效概率低于1/100, SHmin=1则需用接触应力为： H1= =533.6MPa H2= =528MPaH1 > H2, H = H2 = 528MPa（4）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数 设齿轮按8级精度制造由表132，取K=1.2齿宽系数 齿轮相对于轴承非对称布置 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.35弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12° 由图1312 ，

10、ZH=2.46重合度系数取Z1=22 ，Z2=iZ1=22×4.14 = 91.08 ，取Z2=91i=u=4.1363（误差0.1%<5%，在5%允许范围内）端面重合度由式1319 =1.66 得： = 1.66 ,Y= 1.49由式1324 ， Z= =0.776螺旋角系数由式1325 ，Z=0.989设计中心距由式1313，a（u±1）×=(4.14+1) ×=101.19mmmn=取mn=2mm重求中心距a = =115.52mm圆整中心距，取a = 118mm调整= cos-1=cos-1=16.738° （5）确定齿轮参数与尺

11、寸 齿数： z1=22， z2=91 ；模数： mn=2mm确定实际齿数比：分度圆直径：d1=45.950mmd2=190.052mm确定齿宽：b=b2=aa=118×0.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm （6）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 同理可得：F2=327.36 MPa 当量齿数zv1=25.05(按25查表)zv2=103.36（按150查表） 齿形系数YFa和修正系数YSa由表133 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 重合度系数Y由式1319 =1.62 螺旋

12、角系数查图1317 ， 取Y= 0.88 校核弯曲强度F1 = =59.88MPa < F1 同理，F2 = 64.803 MPa < F2 两齿轮弯曲强度足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (1)确定第二级齿轮相关系数 根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/minn3=174.08/3.188=54.60 r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190210（

13、3）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=60×1×174.08×5×250×16=2.08×108 NF2=0.65×108 由图13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 应力修正系数 Yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=330.8MPa（4）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接

14、触疲劳极限应力为:小齿轮Hlim1=580MP 大齿轮Hlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60×174.08×250×5×16=2.08×108 NH2=60×1×54.60×5×250×16=0.65×108由图1314得 ZN1=0.94 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 SHmin=1则需用接触应力为： H1= =545.2MPa H2= =528MPaH1 < H2·H = H2 = 528MPa（5）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系

15、数由表132，取K=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.43弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12° 由图1312 ，ZH=2.46重合度系数取Z1=28 ，Z2=iZ1=28×3.188 = 89.26 ，取Z2=89i=u=3.178（误差小于5%）端面重合度,由式（13-19） =1.69由式1324:= 1.69 = 1.49螺旋角系数由式1325 ，Z=0.989设计中心距由式1313，a（u±1）=(3.188+1)=141.16mmmn=2.35 取mn=2.5mm重求中心距a =

16、 =149.5mm圆整中心距，取a = 150mm调整= cos-1=cos-1=12.838° （6）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=28， z2=89；模数： mn=2.5mm实际齿数比：确定分度圆直径：d1=71.794mmd2=228.205mm确定齿宽：b=b2=aa=150×0.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm （7）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 F1=372MPa F2=330.8 MPa 当量齿数zv1=30.20 （按30查表）zv2=96.02 （按100查表） 齿形系数YFa和修正系数

17、YSa由表133 ，YFa1=2.53 YSa1=1.636 YFa2=2.18 YSa2=1.79 重合度系数Y由式1319，Y=0.607 =1.686 螺旋角系数查图1317 ， 取Y= 0.89 校核弯曲强度F1 = =62.999MPa < F1 同理计算得：F2 < F2 两齿轮弯曲强度足够 以上计算结果汇总如下：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比4.1363.178模2mm2.5mm螺旋角13.059°12.838°中心距118mm150mm齿数22912889齿宽45506570分度圆 45.95mm190.052mm71.794mm22

18、8.205mm精度8级七、减速器轴及轴承装置的设计 1、轴的设计 考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干涉，计入两小齿轮轴向之间的距离S=10；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向方向不发生干涉，计入尺寸k，取k=10；为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时取c=5；处取轴承宽度在n=1530mm三根轴的支撑跨距分别为：L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1 =2×（5+10）+50+10+65+20=175L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2 =2×（5+10）+50+10+65+22=177L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3 =2

19、15;（5+10）+50+10+65+22=177（1）高速轴（1轴）的设计 高速轴的功率、转速与转矩转速(r/min)功率(kw)转矩TN·m)7203.725349.4119选择轴的材料及热处理轴上小齿轮直径不大，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，选用45号钢调质轴的强度要求lAB=l1=180mmlAC=+c+k+=50mmlBC= lAB- lAC=130Nmm Ft1= =2150.7NFr1= Ft1=2127.69×=803.6NFa1= Ft1tan=2127.69×tan13.059=498.86N求水平面内的支撑反力，求

20、水平面内的弯矩如下: =803.6×50+498.86×45.95÷2FBH×180=0 MCH右=FAH×50+Fa×d÷2= 37296.3 N·mm 求垂直面内的支撑反力，求垂直面内的弯矩如下： 0=2150.7×50FBV×180 解得： MCV=1553.3×50=77665 N·mm计算合成弯矩：转矩：T=49411.9N·mm合成弯矩和转矩求MCeq:MCeq=各方向的力 弯矩 转矩 合成弯矩图如下： 以上计算结果汇总如下：载 荷水平面H垂直面V支反力

21、FAH=516.7NFBH=286.9NFAV=1553.3NFBV=597.4N弯 矩MC右=37296.3N·mmMCV=77665N·mm总弯矩MC右=86156N·mm 转 矩T=49411.9N·mm总弯矩MCeq=91114.3N·mm轴的初步计算 计算危险截面直径，因为此轴是转轴，故=1 查表1=60MPa， d=24.8mm轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联轴器选用TL6，各轴短直径长度如下图：（2）中间轴（2轴）的设计选

22、择轴的材料及热处理：选用45钢，调质 轴的受力分析如下图所示: 具体计算结果如下表：载 荷水平面H垂直面V支反力FAH=399.6NFBH=1639.6NFAV=3382.4NFBV=4241.3N弯 矩MC右=27019.3N·mm MD右=100079N·mmMCv=172502.4N·mmMDV=258721.4N·mm总支反力RA=3405.922N RB=4547.19N总弯矩MCMAX=174605.6N·mmMDMAX=277403.3N·mm转 矩T=196468N·mmMCeqMCceq=210672.7

23、MDceq=301410.8轴的初步计算 d=36.9mm考虑到危险截面上有键槽所以轴径增大4%，d38.4mm所以在安装大齿轮的轴段处轴的最小直径为38.4mm轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，各轴短直径长度如下图所示 （3）低速轴（3）轴的设计选择轴的材料及热处理：选用45号钢 调质处理轴的受力分析：求水平方向的力 : 0=2043×1211247.3×228.205÷2FBH×182解得： MC左=FAH×121=177470.7 N

24、·mm MC右=FAH×121-Fa×d/2=35150.6 求竖直方向的力和转矩： 解得： MCV=FAV×121=221962.4 求组合弯矩： 求转矩： T=600927.1 N·mm 求MCeq : N·mm 具体弯矩 力矩图如下： 具体计算结果如下表：载 荷水平面H垂直面V支反力FAH=1466.7NFBH=576.3NFAV=1834.4NFBV=3638.6N弯 矩MC左=284188.6 N·mm总支反力RA=2348.66N RB=3683.956N转 矩T=600927.1N·mm 总弯矩MCe

25、q=459090.38N·mm 轴的初步计算 d=43.7mm考虑到此段轴上有键槽，所以直径增大4%，截面直径dC42.4mm即：在安装此齿轮的轴段处轴的最小直径不小于42.4mm轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联结此轴的联轴器选用的型号为TL7。各轴短直径长度如下图所示:八、滚动轴承的选择低速轴（3轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为Lh=30000h由前面计算结果知：轴

26、承所收径向力Fr=2043N，轴承工作转速n=54.5955r/min。初选角接触球轴承；7310c手册，基本额定动载荷B=27 基本额定动载荷：Cr=53500N，基本额定静载荷：C0r=47200N,由工作条件有轻微震动所以fp=1.2 温度系数为ft=1,根据上面计算所得结果有RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N滚动轴承的选择及其校核计算： 有工作条件知：载荷平稳，选取fP=1.2,常温工作，选取ft=1，=31、 计算出的作用在蜗轮轴上的外力及支反力。由低速轴的校核中可得出蜗轮轴承 Fa = 1247.3N n=54.5955r/min 2、 计算轴承

27、的当量动载荷a 正确标出内部S1、S2的方向 b 计算两轴承的轴向载荷A1、A2R、A分别为轴承的径向载荷及轴向载荷，所选轴承为角接触球轴承7310C，轴向外载荷为Fa=Fx=1247.3N，X、Y分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数。对于向心轴承，当时，可由由表查出X和Y数值；当时，轴向动载荷的影响可以忽略不记，根据所选的轴承代号查得为47.2kN 和Cr为53.5kN。初选e=0.43 ，对应 S1=e·R1=0.43×2348.66=1009.9NS2=e·R2=0.43×3683.96=1584.1N c 因Fx+S2>S1则： A2=S2

28、=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N 与拭去的误差较小 与拭去的误差较大 反取e1、e2由表可知：利用线性插值法，可利用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43S1=e1·R1=1009.9N 利用线性插值法，可利用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41S2=e2·R2=1510.4N得：Fx+S2>S1则： A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N再验证 这与假定e1、e2时对应的，已经很接近，既可作为试算的结果。 c 计算轴承的当量动载荷1)轴承

29、1=0.43，,则可知X1=,0.44，Y1=1.30。即：P1= fP·(X1R1+Y1A1)=1.2×（0.44×2348.66+1.30×2757.7）=5542.1N2）轴承2，可知X2=1，Y2=0，即：P2=fP·R2=1.2×3683.96=4420.8N可得：P1>P2即可按P=P1=5542.1N计算d 计算轴承寿命应用公式 =45.77年>5/年即可安全使用。7310c轴承：D=110mm，d=50mm，B=27mm根据相同的方法选定高速轴和中间轴上的轴承型号分别为：7307c轴承：D=80mm，d=3

30、5mm， B=21mm 7306c轴承：D=72mm，d=30mm， B=19mm九、键连接和联轴器的选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：高速轴的工作转矩T=49.4119N·m，工作转速n=720r/min。查表181，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4×49.4119=69.177N·m查表附表F-2查得：高速输入轴（与电动机相连的一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5联轴器GB 432384，d=32mm，l=82mm许用转矩T=250N·m，许用转速n=3800r/min。因Tc<T，n&l

31、t;n，故该联轴器满足要求。低速轴联轴器选用TL7GB 432384 许用转矩T=500N·m，许用转速n=3600r/min因Tc<T，n<n，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=32mm查表1516，初选 10×8GB109679：b=10mm，h=8mm，L=70mmp=12.868Mpa< p强度足够。（2）中间轴（2轴）上的键连接选择小齿轮选A型普通平键，d=42mm查表1516，初选12×8 GB109679：b=12mm，h=8mm，L=33mmp=70.875Mpa< p强度足够。大齿轮选A型普通平键，d=42mm查表1

32、516，初选12×8GB109679：b=12mm，h=8mm，L=60mmp=49.117< p强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：低速轴的工作转矩T=600.9271N·m，工作转n=54.5955r/min。查表181，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298N·m查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器GB 584386，d=40mm，l=84mm。许用转矩T=1250N·m，许用转速n=4000r/min。因Tc<T，n<n，故该联轴器满足要求。

33、选A型普通平键，d=40mm查表1516，初选10×8 GB109679：b=10mm，h=8mm，L=84mmp=0.1Mpa< p强度足够。Pw=4.2 kw总=0.8504Pr=4.939 kwPm=5.5 kwns=750r/minY160M28i=13.19i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91N·Mn1=750r/minp1=3.73kwT1=49.41N·mn2=173.89r/minP2=3.58kwT2=196.47N·mn3=54.60r/minp3=3.44kwT3=600.9

34、3N·mn4=54.60r/minp4=3.27kwT4=571.12N·mHBS=230250HBS=190210NF1=8.64×108 NF2=2.09×108YN1=0.9 YN2=0.93Yst=2SFlim=1.25F1=360MPaF2=327.36MPaNH1=8×108NH2=2.09×108ZN1=0.92 ZN2=0.96SHmin=1H1 =533.6MPaH2= 528MPaH=528MPaK=1.2d=0.9a= 0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Z=0.776Z=0.989mn=2

35、mma =118mm=16.738° d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mmF1 =360 MPaF2=327.36 MPaYFa1=2.62 YSa1=1.59YFa2=2.14 YSa2=1.83Y=0.713Y= 0.88F1=59.88MPa< F1HBS=230250HBS=190210NF1=2.08×108 NF2=0.65×108YN1=0.93 YN2=0.94Yst=2SFlim=1.25F1=372MPaF2=330.8MPaHlim1=580MPaHlim2=550MPaNH1=2.08×1

36、08NH2=0.65×108ZN1=0.94 ZN2=0.96SHmin=1H1 =535.2MPaH2= 528 MPaH=528 MPaK=1.2d=0.9a= 0.43ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89 =1.69 =1.49Z=0.769Z=0.989 a =150mm=12.838°mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18YSa2=1.79Y=0.695F1=62.999MPa< F1F2 < F2Mceq=

37、91114.3N·mmd24.8mm45钢调质d38.4mmMCe=459090.38N·mmd43.7mmLh=30000hFr=2043Nn=54.595r/minB=27Cr=53500NC0r=47200N。fp=1.2ft=1RA=2348.66N RB=3683.956NFa=1247.3N初选e=0.43S1=1009.9NS2=1584.1NA2=1584.1NA1=2831.4Ne1=0.43S1=1009.9Ne2=0.41S2=1510.4N高速轴选用TL5型联轴器低速轴选用TL7型联轴器十、减速器箱体的设计名 称符号计算公式结 果机座壁厚=0.025

38、a+188mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚bb=1.512 mm机盖凸缘壁厚b1b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚pp=2.520mm箱座上的肋厚mm0.858mm地脚螺钉直径dd =0.036a+10=11.47212mm地脚螺钉数目n双级66地角螺栓螺栓直径dM12M12螺栓通孔直径d15 15螺栓沉头座直径d04040地角凸缘尺寸L12424L22222轴承旁连接螺栓直径d10.75 d10轴 承旁螺栓螺栓直径d1M10M10螺栓通孔直径d11111沉头座直径D02424部分面凸缘尺寸c11818c21414上下箱连接螺栓直径d2（0.50.6）d10上下箱螺栓螺

39、栓直径d2M10M10螺栓通孔直径d21111沉头座直径D02424部分面凸缘尺寸c11818c21414定位销孔直径d3d3=(0.60.8) d26轴承旁连接螺栓距离SSD2160mm轴承旁凸台半径RRc214轴承旁凸台高度h由低速轴轴承外径D2和 Md1螺栓扳手空间的要求确定47.5mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离11>10mm箱体外壁至轴承座端面距离KK=c1+c2+(58)40剖分面至底面高度HH(11.2)a156mm十一、减速器附件的设计1、 窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下A100mmA1130mmA2115mmB96mmB1136mmB21160mmd4M6R5mmh3mm2、通气器选用简单式通气器参照机械设计 课程设计表6-4，选用M27×1.5型通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下：D115b8B30h122h12b16H45D332H132D418a6L324孔数6K10D2363、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定