机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器设计.doc

计算及说明
一 课程设计任务书
课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）

1——二级展开式圆柱齿轮减速器
2——运输带
3——联轴器（输入轴用弹性联轴器，输出轴用的是齿式联轴器）
4——电动机
5——卷筒

已知条件：
1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；
2）使用折旧期：8年；
3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
4）动力源：电力，三相交流，电压380/220V
5）运输带速度允许误差为±5%；
6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
7）运输带工作拉力4000N
8）运输带工作速度1.6m/s
9）卷筒直径400mm
二. 设计要求
1.完成减速器装配图一张。
2.绘制轴、齿轮、箱体零件图各一张。
3.编写设计计算说明书一份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。
2) 该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性,制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。
2、电动机的选择
1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，电压380V。
2）选择电动机的容量
工作机的有效功率为：
从电动机到工作机传送带间的总效率为：
由《机械设计课程设计手册》表1-7可知：
η0——输入轴联轴器（弹性联轴器）效率，取为0.99；
η1——第一级圆柱斜齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97；
η2——输入轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99；
η3——第二级圆柱直齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97；
η4——中间轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99
η5——输出轴上轴承（深沟球轴承）的传动效率，取为0.99；
η6——输出轴联轴器（齿式联轴器）效率，取为0.99

所以电动机所需工作功率为

3）确定电动机转速
按手册推荐的传动比合理范围，二级展开式圆柱齿轮减速器传动比
而工作机卷筒轴的转速为

所以电动机转速可选范围为
Nd=i*nw=(9-25)* 76.4r/min=(687.6-1910)r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000 、1500 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12-1选定电动机型号为Y160M-6。其主要性能如下表：
电动机型号
额定功率
（kw）
满载转速
(r/min)

质量
（kg）
Y160M-6
7.5
970
2.0
2.0
119

3.计算传动装置的总传动比并分配传动比
(1).总传动比为
=970/76.4=12.7
(2).分配传动比

其中：，，且
取，即ⅰⅠ=12.7/3=4.23

4. 计算传动装置的运动和动力参数
该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴
1).各轴的转速
I轴
II轴
III轴
2).各轴的输入功率
I轴
II轴
III轴
3） .各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为Td=9550×1000×Pd/nd= 70.39N·m
I轴
II轴
III轴

5. 齿轮的设计
5.1.高速级大小齿轮的设计
1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度
(3)材料选择。由《机械设计》表6.1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
(4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取Z2=93
(5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数
(6)初选螺旋角β=14°
2) 初步设计齿轮主要尺寸
(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。两者比较校核。
(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即

1> 确定公式内的各计算数值
1）.试选载荷系数。
2）.计算小齿轮传递的转矩

3） .由10-30选取区域系数ZH=2.433
4） .由图10-26查得
5） .需用接触应力，由10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的解除疲劳强度极限。
6） 由式10-14计算应力循环次数
7） 由图10-19取接触疲劳寿命系数
8） 计算接触疲劳许用应力
取安全系数S=1

2>.计算
1）.计算小齿轮分度园直径

2）.计算圆周速度。

3）.计算齿宽及模数

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，由参考文献[2]表10-2选取使用系数取
根据，8级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数；由表10-4查得；
由参考文献[2]图10-13查得
由表10-3查得。
故载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献[2]式（10-10a）
得

7）计算模数

3．按齿根弯曲强度设计
由参考文献[2]式（10-17）

（1）确定计算参数
1）计算载荷系数

2）根据纵向重合度，从参考文献[2]图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.88
3）计算当量齿数

4）查取齿型系数 由参考文献[2]表10-5查得；
5）查取应力校正系数 由参考文献[2]表10-5查得；
6）由参考文献[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限
7）由参考文献[2]图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献[2]式（10-12）得

9）计算大，小齿轮的，并加以比较

大齿轮的数值大
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。

取=28，则。
4．几何尺寸计算
（1）计算中心距

将中心距圆整为152mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因b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
mm
圆整后取；。

5.2低速级齿轮的设计
2.1．选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。
1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度
3）材料及热处理：选择参考文献[2]表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数.
2.2．按齿面接触强度设计
按参考文献[2]式（10-9a）进行试算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选Kt=1.3
2）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数Φd=1
3）小齿轮传递的转距
4）由参考文献[2]表10-6查得材料的弹性影响系数
5）由参考文献[2]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
6）由参考文献[2]式（10-19）计算应力循环次数

7）由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系；
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献[2]式（10-12）得

2.3计算
1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得

2）计算圆周速度

3) 计算齿宽b

4)计算齿宽与齿高之比
模数
齿高

5)计算载荷系数K
已知载荷平稳，由参考文献[2]表10-2选取使用系数取；
根据，8级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数；
直齿轮，；
由参考文献[2]图10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；
由，查参考文献[2]图10-13得，故载荷系数

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）
得

7）计算模数

2.4. 按齿根弯曲强度设计
由参考文献[2]式（10-5）

（1）计算公式内的各计算数值
1）由参考文献[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；
2）由参考文献[2]图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献[2]式（10-12）得

4）计算载荷系数

5）查取齿型系数 由参考文献[2]表10-5查得；。
6）查取应力校正系数 由文献[2]表10-5查得；。
7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较

小齿轮的数值大
2.5 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.14并就近圆整为标准值。
取=25，
则
2.6几何尺寸计算
1）计算大、小齿轮的分度圆直径

2）计算中心距
，
3）计算齿轮宽度

则取；。

6.设计计算轴
㈠ 轴I的设计
① 求轴I的功率 , 转速 , 转矩
, ,
② 求作用在齿轮上的力
因已知高速级小齿轮的分度圆直径
则

③初步确定轴的最小直径
材料为40Cre钢，调质处理。根据课本表15-3，取，于是
，由于键槽的影响，故
联轴器的计算转矩，取，则：

查《机械设计课程设计手册》，选用LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。根据联轴器参数选择半联轴器长度

I轴强度校核：
据结构图可作出轴的计算简图如下:]
(a)

165
50
79.5

Fr

MH2

Ft
(b) (c)

Mv

M

(d) M2
M1

M

T

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=145.3
=760.67
=613.82
=1793.43
弯矩M
=23974.5
=42059.6
=99744.15
总弯矩
=
=
扭矩T

计算弯矩

ⅵ. 按弯扭合成应力校核轴的强度
由以上分析可知C点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-5及上表中的数值可得

根据所选定的材料,由表15-1查得因此,故安全.
ⅶ.
⑴ 校核轴承寿命

对于7205AC型轴承,按表13-7查得派生轴向力,则有

⑵ 由于,所以轴承1被压紧,轴承2被放松,

⑶ 根据,,查表13-5得,轻微冲击,取,则有

⑷ 计算载荷寿命
由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命
所以合格

㈡ 轴II的设计
① 求轴II的功率 , 转速 , 转矩
, ,
② 求作用在齿轮上的力
已知2、3齿轮的分度圆直径分别为：

则
圆周力、径向力和轴向力的方向如图四所示
③ 初步确定轴的最小直径
Ⅰ、中间轴输入的功率P2、转速n2和转矩T2
N2=229.3r/min P2=6.8kw T2=283.2N•m
按齿轮的设计，轴的材料与齿轮相同，采用40Cr，查《机械设计》表15-3取Ao=100

查《机械设计手册》选最小直径d=40mm。

ⅴ. 求轴上载荷
根据结构图,可作出轴的计算简图如下:
（a）

79.5
90.5

59.5

(b) Fa2

(c)

M1

A
M
(d)

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=1451
=296.97
=4323.4
=3743.85
弯矩M
=115354.8
=60024
MH3=17669.17mm
=343710.3
=222748
总弯矩
=
=

扭矩T

ⅵ. 按弯扭合成应力校核轴的强度
由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-5及上表中的数值可得

根据所选定的材料,由表15-1查得因此,故安全.
ⅶ. 校核轴承寿命
a)

对7206AC轴承, 按表13-7查得派生轴向力,则有

b)
1被压紧,;2被放松,
c) 根据,,查表13-5得,轻微冲击,取,则有

d) 计算载荷寿命
由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命

所以合格
III的设计
② 求作用在齿轮上的力

③ 初步确定轴的最小轴径
（1）按齿轮的设计，轴的材料与齿轮相同，采用45调质钢，查《机械设计》表15-3取A0=110

查《机械设计手册》选最小直径d=48mm。
联轴器的计算转矩，取，则：

查《机械设计课程设计手册》，选用LT5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。根据联轴器参数选择半联轴器长度。

ⅴ. 求轴上的载荷
根据结构图可做出轴的计算简图如下
79.5
150
Fr4
FNH1
FNH2

(b)

Ft4

M

M

T
M

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=1346.4
=713.6
=3699.35
=1960.65
弯矩M
=107038.8

=294098.3,
总弯矩
=
扭矩T

计算弯矩

ⅵ. 按弯矩合成应力校核轴的强度
由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危险截面,由式15-3及上表中的数值可得

根据所选定的材料,由表15-1查得因此,故安全.
ⅶ. 校核轴承寿命

P=3936.75
d) 计算载荷寿命
由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命
所以合格

7滚动轴承的选择
7.1输入轴轴承的选择
作为高速级轴承，应当选择球轴承，在前述中已经选择了类型为角接触球轴承，现在进一步选择具体的型号。输入轴作高速级，且采用斜齿轮传动，选用轴承为角接触球轴承，轴承的内径应进行两次放大，第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应满足，取；第二次放大时为了装拆方便，取，同时轴承为标准件，内径应为0或者5的倍数，故轴承内径为d=25+2*2.5+2*2.5=35mm，这里轴承一般为轻系列或者中系列的，综上所述，查取角接触球轴承表（GB/T 292—1994），选择高速轴轴承型号为7007C。

7.2中间轴轴承的选择
中间轴是闷在闷盖里面的，故不需要经过放大，应为轴端直径为，前面所选择的类型也是角接触球轴承，从角接触球轴承表（GB/T 292—1994）中选取型号也为7208C。

7.3输出轴轴承的选择
因为输出轴上安装的是直齿圆柱齿轮，没有轴向力的作用，轴承类型已选定为深沟球轴承。轴承的内径也同输入轴轴承一样，也需进行两次放大。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，一般应满足，应为输出轴轴径较大为d3=48，所以取h1=1；第二次放大时为了装拆方便，取h2=2.5，同时轴承为标准件，内径应为0或者5的倍数，故轴承内径为d=48+1*2+2.5*2=55mm，综上所述，查取深沟球轴承表（GB/T 276—1994），选择输出轴轴承型号为6011。

8、润滑方式、润滑剂牌号、密封装置以及轴承端盖的选择
8.1轴承润滑方式
滚动轴承润滑方式的选择参考机械设计教材第332页内容。对于高速轴角接触球轴承，，采用脂润滑；对于中间轴角接触球轴承其，亦选择脂润滑方式。对于深沟球轴承，其，亦采用脂润滑方式。

8.2确定齿轮润滑方式
对于齿轮润滑方式参考机械设计教材第233页到235页内容。输出轴上齿轮为直齿圆柱齿轮，其中模数，齿数，故齿顶圆直径，由于，所以齿轮的齿顶圆周速度为

故齿轮应采用浸油润滑。

8.3轴承端盖的选择及相关尺寸
我们这里选择轴承端盖结构为凸缘式结构，轴承端盖的相关尺寸参考机械设计课程设计手册第166页内容。
8.3.1高速轴承端盖尺寸
由于高速轴选用轴承为7007C，轴承外径D=62mm，故轴承端盖螺钉直径为 、螺钉数目为4个。相关尺寸见下表，
高速轴轴承端盖相关尺寸

，取

8.3.2低速轴承端盖尺寸
低速轴轴承采用的是深沟球轴承，型号为6011，轴承外径，选用螺钉直径为，螺钉数目为6。相关尺寸见下表，

，取

9、箱体的相关尺寸
减速器箱体主要结构尺寸参考机械设计课程设计手册第158也相关内容。其中带有的表示在多级传动中，取低速级中心距，本设计中。相关尺寸见下表，
铸铁减速器箱体主要结构尺寸表
名 称
符号
选择结果
箱座壁厚

箱盖壁厚

，取
箱盖凸缘厚度

箱座凸缘厚度

箱座底凸缘厚度

地角螺钉直径

，取
地角螺钉数目
N
N=6
轴承旁连接螺栓直径

，取
盖与座连接螺栓直径

连接螺栓d2的间距

150
轴承端盖螺栓直径

视孔盖螺栓直径

定位销直径

，
、、至外箱壁距离
C1
分别为26mm、22mm、16mm
、、至凸缘边缘距离
C2
分别为24mm、20mm、14mm
轴承旁凸台半径
R1
为20mm
凸台高度

24mm
外箱壁至轴承座端面距离

铸造过渡尺寸
、
参考机械设计课程设计手册表1—38
大齿轮顶圆与内箱壁距离

，取
齿轮端面与内箱壁距离

，取
箱盖、箱座肋厚
、
分别取箱盖，箱座
轴承旁连接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准
两级齿轮端面间距
C
取C=8mm
大齿轮顶圆与箱座底部距离
b0
取b0=32mm
轴承端面与内箱壁距离

要求，取

10各个轴上键的选择
键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽b×键高h表示）与长度L。键的截面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。
从国家标准键连接中（GB/T 1095—2003和GB/T 1096—2003）查取相关的资料，并且和前面的联轴器中键连接中键的选择相适应，所以选择键的结果如下：
减速器中高速轴与联轴器连接处选择键为： GB/T 1096键C8×7×70；
中间轴安装斜齿轮处选择键为：GB/T 1096键14×9×50；
中间轴安装直齿轮处选择键为：GB/T 1096键14×9×90；
输出轴安装直齿轮处选择键为：GB/T 1096键20×12×90；
输出轴与联轴器连接处选择键为：GB/T 1096键C16×10×100；

11.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.

1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为11mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

12 润滑密封设计

对于二级展开式圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且转速速较低，所以其速度远远小于12m/s，所以轴承采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑油，装至规定高度。油的深度为64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，易于加工和安装。因为输出轴、输入轴转速都较低，故二者均可采羊毛毡圈密封，输出轴选用毡圈75，输入轴选用毡圈40.

四 设计小结
这次关于带式运输机上的二级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.
1．机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。
2．这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3．在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4．本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.
5．设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

结果

选定电动机型
号Y160M-6

选用直齿圆柱齿轮传动
8级精度

小齿轮材料45钢（调质）
大齿轮材料40Cr(调质)

Z1=28
Z2=119

D1=57.9mm
D2=246mm

V=1.13m/s

B=93.81

K=1.55

D3=99.47mm

K=1.643

M=4mm

Z3=25
Z4=75

a =200mm