机械设计课程设计正文

1前言

1.1题目

设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

1.2 摘要与关键词

1.2.1 摘要

同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计。

1.2.2 关键词

同轴式二级圆柱齿轮减速器，含V带传动。

1.3 目录

前言……………………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………2 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………4 齿轮的设计计算………………………………………………5 轴的设计计算及配件的选择与校核…………………………9 联轴器的选择…………………………………………………18 V带设计………………………………………………………18 减速器附件的选择……………………………………………20 润滑与密封……………………………………………………20 参考资料………………………………………………………21

1

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2论文正文

2.1绪论

思考如何设计减速器。体会设计机械的一般方法。

2.2论文主体

2.2.1总体布置简图

1- 电动机 2-0轴 3-小带轮 4-V带 5-大带轮支撑柱 6-大带轮 7-高速轴1轴 8-小齿轮 9-联轴器 10-大齿轮 11-低速轴3轴 12-联轴器 13-工作机滚筒 14-小齿轮 15-中间轴2轴 16-大齿轮

2.2.2工作情况：

载荷平稳、单向旋转

2.2.3原始数据

鼓轮的扭矩T（N·m）：1300 鼓轮的直径D（mm）：450 运输带速度V（m/s）：1.5 带速允许偏差（％）：5 使用年限（年）：10

2

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工作制度（班/日）：2

2.2.4设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写

2.2.5设计任务

1.装配草图一张 2.减速器总装配图一张 3.齿轮、轴零件图各一张 4.设计说明书一份

2.2.6设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

2.2.7传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

2.2.8电动机的选择

3

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2.2.8.1电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2.2.8.2电动机容量的选择

工作机所需功率Pw Pw＝11kW

电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝0.86803 Pd＝10.297kW

2.2.8.3电动机转速的选择

Nd ＝（i1’i2’…in’）nw

初选为同步转速为1500r/min的电动机

2.2.8.4电动机型号的确定

查出电动机型号为Y160M-4,其额定功率为11kW，满载转速1460r/min。基本符合题目所需的要求。

2.2.8.5计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配 计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： i＝nm/nw

nw＝v/（πd）=64.0r/min i＝22.92

2.2.9合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 因为i＝22.92，取i＝7.84，i1=i2=2.8 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目

电动机轴 高速轴I 4

中间轴II 低速轴III 五邑大学机械设计课程设计

转速（r/min） 功率（kW） 转矩（N·m） 传动比 效率

1460 11 71.952 1 1 517.402 10.454 192.963 2.8218 0.9504 181.545 10.143 533.557 2.8 0.9702 63.70 9.841 1475.322 2.8 0.9702 2.2.10传动件设计计算

2.2.10.1齿轮设计

1.选用斜齿圆柱齿轮传动 （1）选精度等级、材料及齿数

（2）选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。

（3）精度等级选用7级精度；

（4）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝69； （5）选取螺旋角，初选螺旋角β＝14° （6）压力角α=20°

2.按齿面接触强度设计

（1）因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

1）确定公式内的各计算数值 ①试选KHt＝1.6

②选取区域系数ZH＝2.433 ③选取尺宽系数φd＝1

④计算接触疲劳强度用重合度系数Zε αt=arctan（tanαn/cosβ）= =20.562° αat1=arctan[z1cosαt/(z1+2han*cosβ)]=29.974° αat2=arctan[z2cosαt/(z2+2han*cosβ)]= 24.279° εα=[z1(tanαat1-tanαt’)+z2(tanαat2-tanαt’)=1.6043 εβ=φdz1tanβ/π=1.905

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Zε=[(4-εα)(1-εβ)/3+εβ/εα]^(1/2)=0.682 ⑤螺旋角系数Zβ=(cosβ)^(1/2)=0.985 ⑥查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ⑦计算接触疲劳许用应力[σH]

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×181.545×1×（2×8×300×10）＝507110400 N2＝N1/2.8=1457942400

查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1 [σH]1＝＝0.95×550MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa 2）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥103.003mm

（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①计算圆周速度 v=

πd1tn2=0.979m/s

601000②计算齿宽b b=φdd1t=103.003mm 2）计算实际载荷系数KH ①查表，取KA=1

②根据v=0.979m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.01； ③齿轮的圆周力Ft1=10360.045N KAFt1/b=100.5802356N/mm>100N/mm 查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2

④用插值法查得7级精度、小齿轮性对非对称布置时KHβ=1.4305 则载荷系数KH=KAKVKHαKHβ= 1.733766

3）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1=d1tK/Kt=113.379mm 及对应的齿轮模数mn

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mdn 1cosβz=4.584 1

3.按齿根弯曲强度设计 (1)试算模数

m32KTY2βcosβYn≥FaYSaφz2· d1εασF1）确定公式中的各参数值 ①试选载荷系数KFt=1.3

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε βb=arctan(tanβcosαt1)=13.14° ε2

αν=εα/cosβb= 1.692 Yε=0.25+0.75/εαν= 0.778

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ Yβ=1-εββ/120°=0.778 ④计算

YFaYSa

σ F计算当量齿数 zv1=z1/cos3β= 26.3 zv2=z2/cos3β= 75.5

查取齿型系数YFa1= 2.54；YFa2=2.25 查取应力校正系数Ysa1=1.6；Ysa2=1.755 计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.9 KFN2=0.95

[σF]1= 321.429Mpa [σF]2= 257.857MPa 计算大、小齿轮的

YFaYSaσ并加以比较 FYFa1YSa1σ= 0.01264 F1YFa2YSa2σ= 0.01531 F2

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大齿轮的数值大，取2）试算模数 mnt≥√

3

YFaYSa=0.1531 σF2K𝐹𝑡T1YεYβcos2βΦdz12

·（

𝑌𝐹𝑎𝑌𝑠𝑎[σ𝐹]

）

=2.655mm

d1=mntz1/cosβ=65.682mm

11

v=60×1000=0.624m/s 𝜋𝑑𝑛

b=Φdd1=65.682mm h=(2han*+cn*)mnt=5.975mm b/h=10.993

2)计算实际载荷系数KF ①根据v=0.624，查得Kv=1

②Ft1=2T1/d1=16246.724N,KAFt1/b=247.355N/mm>100N/mm 查得KFα=1.2

④查得KHβ=1.4185，得KFβ=1.38 则载荷系数KF=KAKVKFαKFβ=1.656 3）按实际载荷系数算得齿轮模数 mn=2.879mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲强度出发，从标准中近取mn=3mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=113.379mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cosβ/mn=36.670，取z1=37，z2=uz1=106.375，取107，z1和z2互为质数。

4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 az1z2mn2cosβ=222.613mm

a圆整后取225mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos

z1z2mn2a= 16.260205°

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1

z1mn=115.625mm cosβ8

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d2z2mn=334.375mm cosβ（4）计算齿轮宽度 b=φdd1 b=115.625mm b1=120mm，b2=115mm

5.调整中心距后的校核 （1）按齿面接触疲劳强度 1）计算实际载荷系数KH ①查表，取KA=1

11

②根据圆周速度v=60×1000=3.132m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.2；

𝜋𝑑𝑛

③齿轮的圆周力Ft=2T1/d1= 9229.090N ，KAFt1/b= 79.819 N/mm<100N/mm 查表得齿间载荷分配系数KHα≥1.4

④用插值法查得7级精度、小齿轮性对非对称布置时KHβ=1.4305 则载荷系数KH=KAKVKHαKHβ≥ 2.40324

12）σH=√𝛷𝐻·√3𝑑

𝑑1

2𝐾𝑇𝑢+1𝑢

·𝑍𝐻𝑍𝐸𝑍𝜀𝑍𝛽<[σH]

（2）齿根弯曲疲劳强度校核 σF=

2𝐾𝐹𝑇1𝑌𝐹𝑎𝑌𝑠𝑎𝑌𝜀𝑌𝛽𝑐𝑜𝑠𝛽

𝛷𝑑𝑚𝑛𝑧

<[σF]

5.结构设计

大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

小齿轮分度圆过小，在轴上进行加工。有关尺寸参看轴零件图

6.高速级齿轮设计

因此为同轴式减速器，所以两组齿轮中心距相同，取与低速级齿轮相同的设计。

2.2.10.2轴的设计计算及轴配件选择

定输入轴齿轮为右旋

2.2.10.2.1 0轴设计

1.0轴上的输入功率P0=11kw，转速n0=1460r/min，转矩T0=71.952N/m。 2.0轴材料：45钢（调质），得A0=112

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3.0轴的最小直径dmin=A03√𝑃0/𝑛0=21.957mm，加上键损耗，轴直径d≥1.05dmin=23.054mm 4.Y160M-4电机轴直径为42mm，满足设计

2.2.10.2.2 1轴设计

1.1轴上的输入功率P1=10.454kw，转速n1=517.402r/min，转矩T1=192.963N/m

2.作用在轴上齿轮的力 Ft=𝑑1=3337.742N

1

2𝑇

Fr=Ft𝑐𝑜𝑠𝛽𝑛=1265.457N Fa=Fttanβ=973.508N

𝑡𝑎𝑛𝛼

3.1轴材料：40Cr（调质），得A0=112 4.1轴的最小直径dmin=A03√𝑃1/𝑛1=30.505mm

安装联轴器处的最小直径d1-2，由于此处开键槽，所以d1-2=（1+5%）×dmin=32.031mm

5.联轴器计算转矩Tca=KAT1，查表取KA=1.3，Tca=250.8519N/m 查表，选用弹性套柱销联轴器LT7（GB/T 4323-2002） 半联轴器轴孔直径d1=40mm，轴孔长度l=112mm 6.轴的结构设计 (1)拟定装配方案

（2）根据轴向定位要求确定轴各段的长度及直径 1）半联轴器轴孔直径d1=40mm，轴孔长度l=112mm

2）轴承盖密封选旋转轴唇形密封圈，型号FB 060080 GB/T 9877.1-1988 3）轴承初选择角轴承7012AC GB/T 292-1994，成对使用 参数如下：

7014AC：d×D×B×Cr×C0=60×95×18×38.2×32.8 4）齿轮分度圆直径过小，加工于轴上。 5）具体尺寸如下

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I-II II-III III-IV IV-V V-VI VI-VII L1= 64mm L2= 91.3715mm L3= 90.3715mm 6）键连接

型号b×h×L 14×8×36 7.受力分析 1）画轴的受力简图

d 60 70 121.615 70 60 50 l 18 20 124.743 20 18 110

2）计算支承力 水平面上

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F1H=F2H=Ft/2= 1668.871N 垂直面上 ΣM2=0 F2v=

𝐹𝑟𝐿3+𝐹𝑎𝑑/2𝐿2+𝐿3

= 938.920N

F1v=Fr-F2v= 326.537N 总支承力

2

F1=√𝐹1𝐻2+𝐹1𝑣= 1700.517N 22F2=√𝐹2𝐻+𝐹2𝑣= 1914.863N 3）画弯矩图

M1H=M2H=F1HL2= 152487.249N·mm M1v=F2vL2= 85790.553N•mm M2v=F2vL2-Fad/2= 29509.616N•mm

22M1=√𝑀1𝐻+𝑀1𝐻= 174963.940N•mm 22M2=√𝑀2𝐻+𝑀2𝐻= 155316.38N•mm 4）画转矩图

8.按弯矩合成力校核轴强度

对于单向转动的轴，转矩通常按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6

2Me=√𝑀𝑚𝑎𝑥+(𝛼𝑇1)2= 209802.07 N•mm

查表得[σ-1]=70Mpa d≥3√

𝑀𝑒0.1×[σ−1]

= 31.063mm 考虑到键对轴的削弱作用，将d放大5% d≥32.616mm 9.校核键连接强度 联轴器： σp=𝑑

4𝑇1

1ℎ𝑙

= 87.711mpa σp<[σp]=120~150 10.校核轴承寿命 轴承载荷

轴承1，径向Fr1=F1 轴承2，径向Fr2=F2

两角轴承反装，产生的轴向派生力 Fd1=e×Fr1= 782.238N

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Fd2=e×Fr2= 880.837N Fae= 973.508N Fae+ Fd2>Fd1

Fa1= Fae+ Fd2= 1854.3453N Fa2=Fd2=880.837N

𝐹𝑎1𝐹𝑟1 =1.0904599>e 𝐹𝑎2𝐹𝑟2

=0.46P1=fp（x Fr1+y Fa1）= 3029.072 P2=fp（x Fr2+y Fa2）= 1914.8634 P1> P2按受力1计算 L106

𝐶

h=𝑟60𝑛（𝑃）3= 64607.3748h Lht= 2*8*300*10=48000 所选轴承满足要求。

2.2.10.2.3 2轴设计 初步确定轴的最小直径 d≥42.816mm 求作用在齿轮上的受力 Ft1=

2Td=3191.368N Fr1=Ft

tanαncosβ=1209.961N Fa1=Fttanβ=930.816N； Ft2=9229.090N Fr2=3499.077N Fa2=2691.818N

轴的结构设计

拟定轴上零件的装配方案

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i. I-II段轴用于安装轴承，故取直径为90mm。 ii. iii. iv. v. vi.

2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为24mm，所以长度为24mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙20mm。 3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度120mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为107mm。

5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为115mm。 6. VI-VIII长度为16mm。 求轴上的载荷

66 207.5 63.5

II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为100mm。 III-IV段为小齿轮，外径110mm。 IV-V段分隔两齿轮，直径为120mm。 V-VI段安装大齿轮，直径为70mm。 VI-VIII段安装轴承，直径为60mm。

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Fr1=1209.961N Fr2=3499.077N 水平面 F1H=8598.9031N F2H=3821.555N 垂直面 F1v=2993.9593N F2v=1715.0792N 总支承力 F1=9105.2143N F2=4188.7683N 弯矩

M1h=756703.48Mpa M2h=334386.07 Mpa M1v=263468.42 Mpa M1v’=419089.15 Mpa M2v=150069.43 Mpa M2v’=305690.17 Mpa M1=801258.86 Mpa M1’=865006.28 Mpa M2=366517.22 Mpa M2’=453056.86 Mpa 转矩 A=0.6

aT=320134.07N/mm 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 Me=554748.9Mpa d≥45.218387mm 算上键产生的损失 d≥47.47930639mm 轴安全

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2.2.10.2.4 3轴设计 初步确定轴的最小直径 Dmin= 66.10563958mm

1．轴的结构设计 1）轴上零件的装配方案

2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

直径 长度

求轴上的载荷

I-II 70 105 II-IV 80 22 IV-V 90 35 V-VI 100 115 VI-VII 90 20 VII-VIII 80 24 16

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水平面

F1H=F2H= 4412.177576N 垂直面

F1v= -435.3873132 N F2v= 3781.014972N 总支承力 F1= 4433.607231N F2= 5810.626918N 弯矩

M1H= 456660.3791Mpa M2H= 456660.3791 Mpa M1v= 391335.0496Mpa M2v= -38967.16453 Mpa M1= 601399.886 Mpa M2=458319.9121Mpa 转矩 A=0.6

aT= 885193.1262N*mm Me= 1070162.929Mpa d≥56.29021197mm 算上键产生的损失 d≥61.91923316mm 3）轴承校核

4）键校核

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2.2.10.3联轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为KA1.5， 计算转矩为他Tca=289.448N*M

所以考虑选用弹性柱销联轴器LT7（GB4323）

低速轴联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为KA1.5， 计算转矩为Tca=2212.953N*M

所以选用弹性柱销联轴器TL11（GB4323-84）

2.2.10.4 V带选择

1.已知电机功率P=11kw，转速n1=1460r/min，传动比i=2.822，两班制 2.确定计算功率Pca

查表得工作情况系数KA=1.2,故Pca=KAP=13.2

3.选择V带带型

根据Pca、n1，由图选用B型

4.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1，查表得dd1=125mm 2）验算带速v

𝑑11

v=60×1000=9.556m/s

𝜋𝑑𝑛

因为2m/s18

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查表，取标准值为dd2=400mm 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）初选中心距

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 367.5mm≤a0≤1050mm 初选a0=500 2）计算基准长度Ld

𝜋（𝑑−𝑑）

Ld0≈2a0+（dd1+dd2）+𝑑2𝑑1

24𝑎0

2

≈1862.481mm

查表取标准值1950mm 3)计算中心距

a≈a0+

𝐿𝑑−𝐿𝑑0

2

=543.760mm amin=a-0.015Ld=514.510mm amax=a+0.03Ld=602.260mm 5.验算小带轮上的包角α1 α1≈180°-（dd2-dd1）

6.计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr

由dd1=125mm，n1=1460r/min，查表得P0=2.195kw 根据n1=1460r/min，i=2.822和B型带，查表得ΔP0=0.46 查表得Kα=0.92，KL=0.97 Pr=（P0+ΔP0）·Kα·KL= 2.350kw 2）计算V带的根数z z=

𝑃𝑐𝑎

= 5.571，取𝑃𝑟

57.3°𝛼

=151.021°＞120°

z=6

7.计算单根V带的初拉力F0

查表得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m F0=500

（2.5−𝐾𝛼）𝑃𝑐𝑎

+qv2= 213.220N

𝐾𝛼𝑧𝑣

8.计算压轴力Fp Fp=2zF0sin21=2477.260N 9.带轮结构设计 带轮宽B=119 小带轮采用腹板式

𝛼

19

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大带轮采用轮辐式 10主要设计理论

选用B型普通V带6根，带基准长度1950mm。 带轮基准直径dd1=125mm，dd2=400mm 中心距a=514.510~602.260mm

2.2.11减速器附件的选择

1.通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 2.油面指示器 选用游标尺M16 3.起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳 4.放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M10×1

2.2.12润滑与密封 1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。 2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

2.3结论

注意运算。设计机械不是一次性，而是要经过多次修改的。 应在理论设计的基础上，进行校核，在根据校核进行修改。

3参考文献

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五邑大学机械设计课程设计

[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；

[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；

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