1、機械工程學院機械設計課程設計說明書設計題目：同軸式二級圓柱齒輪減速器專業：機械設計制造及其自動化班級：姓名：學號指導教師：2016年6月30日目錄一、設計任務書0二、傳動方案的擬定及說明0三、電動機的選擇1四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比2五、計算傳動裝置的運動和動力參數3六、傳動件的設計計算4七、軸的設計計算10八、滾動軸承的選擇及計算28九、鍵聯接的選擇及校核計算33十、聯軸器的選擇35十一、減速器附件的選擇和箱體的設計35十二、潤滑與密封36十三、設計小結37十四、參考資料38一、設計任務書題目：用于帶式輸送機傳動裝置的同軸式二級圓柱齒輪減速器。1 .基本數據：已知輸送帶的工作拉

2、力F=2800N,輸送帶速度v=s,及卷筒直徑D=360mm2 .工作情況：兩班制工作，連續單向運轉，載荷較平穩3 .工作壽面：使用期限為10年，每年300個工作日，每日工作16小時；4 .制作條件及生產批量：中等規模機械廠制造，可加工7-8級齒輪，小批量生產：5 .部件：(1)電動機(2)減速器(3)聯軸器(4)輸送帶(5)輸送帶鼓輪6 .設計工作量：(1)繪制減速器裝配圖一張(A0或A1)。(2)繪制減速器零件圖2兩張。(3)編寫設計說明書1份。二、傳動方案的擬定及說明如圖一所示，傳動方案采用同軸式二級圓柱齒輪減速箱，減速器的軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差。常用于輸入和輸出軸同軸線的場

3、合。圖一帶式輸送機傳動系統簡圖1電動機；2,4聯軸器；3減速器；5滾筒；6輸送帶設計計算及說明結果三、電動機的選擇和計算1 .電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的丫(IP44)系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2 .電動機容量(1)卷筒軸的輸出功率PW(2)電動機的輸出功率Pd傳動裝置的總效率式中，1,2,3,4為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計(以下未作說明皆為此書中查得)表2-2查得：圓柱齒輪傳動10.98；彈性聯軸器20.99；運輸機滾筒30.96；滾動軸承40.98,則故PdPv3.363.681kW0.86(3)電動機額定功率Ped由

4、第16章表16-1選取電動機額定功率Ped4kWo3 .電動機的轉速工作機滾筒的轉速為經考慮，選定電動機型號為Y132M1-6。1 .電動機的技術數據和外形、安裝尺寸由表16-1、表16-2查出Y132M1-6型電動機的主要技術數據和外形、安裝尺寸,并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132M1-641000960HDEGKL13238803312515四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1 .傳動裝置總傳動比2 .分配各級傳動比因為減速器為同軸式減速器，所以兩級減速比相同i=O五、計算傳動裝置的運動和動力參數1

5、 .各軸轉速減速器高速軸為I軸，中速軸為n軸，低速軸為出軸，各軸轉速為2 .各軸輸入功率按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即3 .各軸轉矩電動機軸高速軸I中速軸n低速軸m卷桶軸轉速（r/min）960960功率（kW4轉矩（Nm）六、傳動件的設計計算斜齒圓柱齒輪7級精度1 .斜齒輪傳動設計計算按低速級齒輪設計：小齒輪轉矩TiTn146.78Nm,小齒輪轉速n1nn247.42r/min，傳動比ii23.88。（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）由機械設計（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1選

6、擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBs大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者硬度差為40HBs選小齒輪齒數Z124：大齒輪齒數Z2iZ13.882493初選取螺旋角14（2） 按齒面接觸強度設計按式（10-21）試算，即確定公式內各計算數值a）試選載荷系數Kt1.6b）由圖10-20選取區域系數Zh2.433c）由圖10-26查得10.78,20.88,120.780.881.66d）小齒輪傳遞的傳矩Ti146.78Nme）由表10-7選取齒寬系數d11f）由表10-6查得材料彈性影響系數Ze189.8MPa2g）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H

7、lim1600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPah）由式10-13計算應力循環次數：i）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數j）計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%安全系數S=1,由式（10-12）得k）許用接觸應力計算a）試算小齒輪分度圓直徑d1t,由計算公式得b）計算圓周速度c）齒寬b及模數mtd）計算縱向重合度e）計算載荷系數K由表10-2查得使用系數Ka1根據v1.196ms,7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv1.04;由表10-4查得Kh的值與直齒輪的相同，故Kh1.321；因KAFt/b1422.36/（92.4/2）/92.498.9N/mm100N/mm

8、表10-3查得KhKf1.4；圖10-13查得Kf1.28故載荷系數：f)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g)計算模數mn(3)按齒根彎曲強度設計由式(10-17)確定計算參數a)計算載荷系數b)根據縱向重合度1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數Y0.88c)計算當量齒數d) 查取齒形系數由表10-5查得丫Fa12.592,YFa22.185e) 查取應力校正系數由表10-5查得丫前1.596,YSa21.787saioa2f) 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2380MPa由

9、圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數KFN10.84,KFN20.88取彎曲疲勞安全系數S=,由式（10-12）得g）計算大、小齒輪的YFaYSa,并加以比較f大齒輪的數值大設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn3mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d198.19mm來計算應有的齒數。于是由取乙32,則Z2UZ13.8824125（4）幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為241mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數，K,ZH等不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度圓

10、整后取B1105mm,B2100mm由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋,大齒輪米用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級低速級小齒輪人齒輪小齒輪人齒輪傳動比模數(mm)3螺旋角中心距(mm)241齒數3212532125齒范(mm)105100105100直徑(mm)分度圓齒根圓齒頂圓旋向左旋右旋右旋左旋七、軸的設計計算1.高速軸的設計（1）高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速(r/mi

11、n)高速軸功率（kw）轉矩T(Nm)960（2）作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為d=mm，根據機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式（10-14）,則（3）初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3,取Ao112,于是得（4）軸的結構設計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）In1111Vvvivn2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足聯軸器的軸向定位，I-R軸段右端需制出一軸肩，故取R-田段的直徑dn-二32mm聯軸器與軸配合的長度Li=80mm初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故

12、選用角接觸軸承。參照工作要求并根據dn-二18mm由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7204AC軸承，其尺寸為dxDXB=20mm47mm<14mm故d皿-w=dvn-皿=20mm而Lm-w=14+20=34mmLv-vi=10mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得7204AC軸承的定位軸肩高度h=3mm因此，套筒左端高度為3mmdv-w=26mm取安裝齒輪的軸段IV-V的直徑div-v=45mm取Liv-v=102mnit輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為36mm；由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，端蓋的

13、外端面與聯軸器右端面間有一定距離，故取Ln-m=60mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位聯軸器與軸的周向定位選用平鍵6mme6mme63mm聯軸器與軸的配合為H7/r6;齒輪與軸的周向定位選用平鍵6mme6mme70mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角1.245,各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm直徑（mm配合說明I-n7518與聯軸器鍵聯接配合n-m6019定位軸肩m-w3520與7204AC?由承配合，

14、套筒定位w-v10245與小齒輪鍵聯接配合V-VI1049定位軸環vi-vn3020角接觸球軸承7204AC$由承總長度311mm（5）求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。X于7204AC®角接觸球軸承，由手冊中查得a=o因此，軸的支撐跨距為L1=,L2+L3=67+57=124mm根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的Mi、M/及M的值列于下表。載荷水平囿H垂直向V支反力FFnhi1143N,Fnh21262NFnvi2237N,Fnv21516NC截回

15、彎矩M總彎矩扭矩（6）按彎扭合成應力校核軸的強度根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取計算應力0.6,軸的已選定軸的材料為45Cr,調質處理。由表15-1查得_170MPa。因此ca-1,故安全。安全2.中速軸的設計中速軸上的功率、轉速和轉矩(2)作用在軸上的力轉速(r/min)中速軸功率（kw）轉矩T(Nm)已知高速級齒輪的分度圓直徑為di381.79mm,根據式（10-14）,則已知低速級齒輪的分度圓直徑為d298.75mm根據式（10-14）,則（3）初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3,取A

16、o112,于是得（4）軸的結構設計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）In0mwvw2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接角蟲球車由承。參照工作要求并根據di-n=dv-vi=30mrp由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的7206AC型角接觸球軸承，其尺寸為dXDXB=30mrm62mm<16mm故Li-n=Lv-vi=16+20=36mrm兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得7206AC型角接角虻求車由承的定位軸肩高度h=3mm因此，左邊套筒左側和右邊套筒右側的高度為3mm取安裝大齒輪出的軸段n-m的直徑dm

17、=45mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取div=50mm又由于考慮到與高、低速軸的配合，取Lm-iv=100mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵10mm<8mnX70mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角1.245,各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm直徑（mm配合說明I-n3630與7209A凝角接觸球軸承配合，套筒定位n-m9845與大齒

18、輪鍵聯接配合m-w9050定位軸環w-v10345與小齒輪鍵聯接配合V-VI3630與7209A凝角接觸球軸承配合總長度363mm（5）求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。于7206AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=mmo因此，軸的支撐跨距為1_1=,L2=,|_3=O根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平囿H垂直面V支反力FC截回彎矩M總彎矩扭矩結果設計計算及說明（6）按彎扭合成應力校核軸的強度安全根據式（15-5）及上表中的

19、數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取0.6,軸的計算應力已選定軸的材料為45Cr,調質處理。由表15-1查得_170MPa。因此ca-1,故安全。3.低速軸的設計（1）低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速(r/min)中速軸功率（kw）轉矩T(Nm)（2）作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為d381.79mm根據式（10-14）,則（3）初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表P-3.65215-3,取Ao112,于是得dminA3-112343.17mmn.63.76（4）軸的結構設計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）IVVIvn2）

20、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位，VI-vn軸段左端需制出一軸肩，故取v-VI段的直徑dv-vi=50mm半聯軸器與軸配合的轂孔長度Li=107mm為了保證軸端檔圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故V1-口段的長度應比Li略短一些，現取Lw-皿=105mm初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用7210AC型角接觸球軸承。參照工作要求并根據dw-皿=45mm由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的7210AC®角接觸球軸承，其尺寸為dXDXB=50mm90mm<20mm故di-口=dw-v=50mm而Li-u=20mmLw-

21、v=20+20=40mm左端滾動軸承采用軸環進行軸向定位。由表15-7查得7210AC型角接觸球軸承的定位高度h=,因此，取得du-?=52mm右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為。取安裝齒輪出的軸段m-IV的直徑d-iv=50mm齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l5iv=98mm軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯軸器左端面間的距離L=30mm故取Lv-w=60mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸

22、向定位半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為14mm<9mm<80mm半聯軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯接，選用平鍵為16mm<10mm<80mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角2.045,各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm直徑（mm配合說明I-n2050與7214AC型角接觸球軸承配合n-m1054軸環m-w4052與大齒輪以鍵聯接配合，套筒定位w-v4450與7214AC型角接觸球軸承配合V-VI6047與端蓋配合，做聯軸器的軸向定位vi-vn10545與聯軸器鍵聯接配合總長

23、度333mm(5)求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。又行17210AC®角接觸球軸承，由手冊中查得a=o因此，軸的支撐跨距為根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平囿H垂直向V支反力Fba®彎矩M總彎矩扭矩(6) 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取0.6,軸的計算應力已選定軸的材料為45Cr,調質處理。由表15-1查得-170MPa。因此ca-1,故安全。

24、(7) 精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險截面截面vvivn只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面vvivn無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面出和W處過盈配合引起應力集中最嚴重；從受載情況來看，截面B上的應力最大。截面出的應力集中影響和截面W的相近，但截面出不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應力最大，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面In顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配

25、合的小，因而該軸只需校核截面W左右兩側。2）截面IV左側抗彎截面系數W0.1d30.1503mm12500mm抗扭截面系數W0.2d30.2503mm25000mm截面IV左側的彎矩為截面IV上白W矩為T1370920Nmm皿，M17936.92截面上的彎曲應力bMPa1.43MPaW12500T1370920.截面上的扭車t切應力tMPa5.48MPaW25000軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2經插值后可查得2.3,1.32軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為尺寸系數0.65扭轉尺寸系數0.80軸按磨削加工，附圖3-4得表面質

26、量系數為0.92軸未經表面強化處理，即3q=1,則得綜合系數值為結果設計計算及說明安全又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數0.10.2,取0.15;0.050.1,取0.075;于是，計算安全系數Sca值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。3）截面W右側抗彎截面系數W0.1d30.1503mm12500mm抗扭截面系數W0.2d30.2503mm25000mm截面IV右側的彎矩為截面IV上白扭矩為T1370920Nmm截面上的彎曲應力bM17936.92MPa1.43MPaW12500T1370920_截面上的扭車t切應力TMPa54.83MPaW25000

27、軸的材料為45Cr,調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2安全經插值后可查得2.2,1.30又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為由附圖3-2得尺寸系數0.67由附圖3-3得扭轉尺寸系數0.82軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為0.92軸未經表面強化處理，即3q=1,則得綜合系數值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數0.10.2,取0.15;0.050.1,取0.075;于是，計算安全系數Sca值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。八、滾動軸承的選擇及計算軸承預期壽命Lh110365825.8

28、4104h1 .高速軸的軸承選用7204AC®角接觸球軸承，查表13-5,得e0.68(1) 求兩軸承所受到的徑向載荷Fr1和Fr2由高速軸的校核過程中可知：Fnh11143N,Fnh21262NFnv12237N,Fnv21516N(2) 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2由機械設計表13-7得Fd5-2Y因為Fae875N所以FaeFd21393NFd1(3) 求軸承當量動載荷P和P2由機械設計表13-6,取載荷系數fp1.1滿足壽命要求(4) 驗算軸承壽命因為PP2,所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。2 .中速軸的軸承選用7206AC角接觸球軸承，查課程設計表1

29、3-5，得e0.68,(1) 求兩軸承所受到的徑向載荷Fr1和Fr2由中速軸的校核過程中可知：Fnh168N,Fnh26186NFnv11382N,Fnv22682N(2) 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2滿足壽命要求由機械設計表13-7得Fd上2Y因為FaeFa2Fa131138372276N所以FaeFd24214NFd1(3) 求軸承當量動載荷p和P2由機械設計表13-6,取載荷系數f01.1p(4) 驗算軸承壽命因為PP2,所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。3 .低速軸的軸承選用7210AC角接觸球軸承，查課程設計表13-5,得e=(1) 求兩軸承所受到的徑向載荷Fr

30、1和Fr2由低速軸的校核過程中可知：Fnh13943N,Fnh23522NFnv12039N,Fnv24831N(2) 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2由機械設計表13-7得Fd土2Y因為Fae2717N所以FaeFd13993NFd2(3) 求軸承當量動載荷P和P2滿足壽命要求由機械設計表13-6,取載荷系數fp1.1(4) 驗算軸承壽命因為PP2,所以按軸承2的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。九、鍵聯接的選擇及校核計算由機械設計式(6-1)得Dp32T10kldPa鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表取p110MPap(1)(2)(3)(4)(5)聯軸器處的鍵取普通平鍵6X63GB1096-2003鍵的工彳長度lLb636鍵與輪轂鍵槽白接觸高度k0.5h高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵6X70GB1096-2003鍵的工彳長度lLb706鍵與輪轂鍵槽白接觸高度k0.5h中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵10X70GB