同轴式二级减速器课程设计说明书.doc

机械设计课程设计说明书
一. 题目9：带式输送机同轴式二级圆柱齿轮减速器设计
下图为某厂自动送料输送机传动系统运动简图。输送带速度允许误差±5%，工作机效率为0.96，每日两班制工作，每班为8小时，使用年限为10年，带式输送机连续单向运转，工作过程有轻度振动，空载启动。

1—电动机 2—V带传动 3—同轴式二级圆柱齿轮传动 4—联轴器 5—带式输送机
二、原始数据
运输机工作轴转矩T(N.m)
输送带速度v
(m/s)
运输带卷筒直径D
(mm)
使用年限(每年按300天计)
1350
1.55
470
10

二.各主要部件选择
部件
因素
选择
动力源

电动机
齿轮
直齿传动平稳
高速级，低速级做成直齿
轴承
此减速器轴承所受轴向力不大
球轴承
联轴器
结构简单，耐久性好
弹性联轴器

三.电动机选择
目
过程分析
类型
根据一般带式输送机选用电动机选择
功率
工作机所需有效功率为Pw＝Tn/（9550η）＝9.37w
圆柱齿轮传动效率(两对)为η1＝0.97
滚动轴承传动效率(四对)为η2＝0.99
弹性联轴器传动效率η3＝0.98
输送机滚筒效率为η4＝0.99
V带传动效率η5＝0.96
电动机输出有效功率为

型号
查得型号Y160M_4封闭式三相异步电动机参数如下
额定功率p=11kW
满载转速1460r/min
同步转速1500 r/min

四.分配传动比
目
过程分析
分配传动比
传动系统总传动比其中i是传动系统总传动比，多级串联传动系统总传动等于各级传动比连乘积；nm是电动机满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴转速，r/min。
计算如下,
23.18
取
　　　3.404
i:总传动比 ：v带传动比 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传动比

五.传动系统运动和动力参数计算
目
过程分析
传动系统运动和动力参数计算
设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴转速分别为、 、 、 ；对应各轴输入功率分别为、 、 、 ；对应名轴输入转矩分别为、 、 、 ；相邻两轴间传动比分别为、 、 ；相邻两轴间传动效率分别为、 、 。

轴号
电动机
两级圆柱减速器
工作机

1轴
2轴
3轴
4轴
转速n(r/min)
n0=1460
n1=730
n2=218.06
n3=65.14
n4=65.14
功率P(kw)
P=10.32
P1=9.91
P2=9.515
P3=9.135
P4=8.865
转矩T(N·m)
T0=65.525
T1=129.66
T2=416.81
T3=1339.93
T4=1300
两轴联接
V带
齿轮
齿轮
传动比 i
i01=2
i12=3.4
i23=3.4
传动效率η
η01=0.96
η12=0.96
η23=0.96

V带设计
1、 确定计算功率
查得工况系数
11.352KW
2、 选择V带带型
选择B型带
3、 确定带轮基准直径并验算速度
1、 初选小带轮直径

2、 验算带速

4、 计算大带轮基准直径
圆整后500
5、 确定V带中心距a和基准带长Ld
1、 初选=1055mm
2、 计算所需基准长度
=3302.9mm
选择基准带长=3150mm
3、 计算实际中心距
=1106.9mm
中心距变化范围是1213mm. ～1065mm
6、 验算小带轮包角
166.39
7、 计算带根数
1、 计算单根V带额定功率
2.512KW 0.46KW
0.97 0.92

2、 计算V带根书
4.58
圆整z=5根
8、 计算最小初拉力
q=0.06Kg/m
170.94N
9、 计算压轴力
1697.38N

六.设计高速级齿轮
1．选精度等级、材料及齿数，齿型
1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮
2）材料选择．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，二者材料硬度差为４０HBS。
３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度
2．按齿面接触强度设计
按式（10－21）试算，即
１）确定公式内各计算数值
（１）试选
（2）计算小齿轮传递转矩
129644.52N.mm
（3）选取齿宽系数
（4）选取弹性影响系数系数
（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
查表得安齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
（6）计算循环次数
4.2×
1.3×
（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数0.9，
（１０）计算接触疲劳强度许用应力
　　　　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得

２）计算
　（１）试算小齿轮分度圆直径=71.19

　（２）计算圆周速度
　　　2.72m/s
　（３）计算齿宽ｂ及模数
71.19
　　　2.97
　　　6.67
10.67
　（５）计算载荷系数K
动载荷系数
　　　直齿轮
，
1.604
　（６）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式１０－１０ａ得
76.35mm
（７）计算模数m
　　　3.18
3.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度设计公式

（1） 确定公式各计算数值
1、 小齿轮弯曲疲劳强度极限，
小齿轮弯曲疲劳强度极限
2、 弯曲疲劳寿命系数
，
3、 计算弯曲疲劳许用应力
安全系数S=1.4
303.57MPa
238.86MPa
4、计算载荷系数
1.512
4、 齿形系数
，
5、 应力校正系数
，
6、计算
0.01379
0.0165大齿轮数值大
（2）、设计计算
m=4，
28.08圆整后28
93.92圆整后94
4、几何尺寸设计
（1）、分度圆直径
=115；
=392.5；
（2）、计算中心距
254
（3）、计算齿轮齿宽
77.5；=90；80
七.设计低速速级齿轮
1．选精度等级、材料及齿数，齿型
1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮
2）材料选择．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，二者材料硬度差为４０HBS。
３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度
2．按齿面接触强度设计
按式（10－21）试算，即
１）确定公式内各计算数值
（１）试选
（2）计算小齿轮传递转矩
416712.14N.mm
（3）选取齿宽系数
（4）选取弹性影响系数系数
（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
查表得安齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
（6）计算循环次数
1.25×
0.37×
（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数0.90，0.95
（１０）计算接触疲劳强度许用应力
　　　　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得
　　　　540Mpa
　　522.5MPa

２）计算
　（１）试算小齿轮分度圆直径=105.06
　（２）计算圆周速度
　　　1.2m/s
　（３）计算齿宽ｂ及模数
105.06mm
　　　4.38
　　　9.85
10.67
　（５）计算载荷系数K
动载荷系数
　　　直齿轮
，
1.604
　（６）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式１０－１０ａ得
112.67mm
（７）计算模数m
　　　4.69
3.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度设计公式

（2） 确定公式各计算数值
6、 小齿轮弯曲疲劳强度极限，
小齿轮弯曲疲劳强度极限
7、 弯曲疲劳寿命系数
，
8、 计算弯曲疲劳许用应力
安全系数S=1.4
303.57MPa
238.86MPa
4、计算载荷系数
1.12
9、 齿形系数
，
10、 应力校正系数
，
6、计算
0.01379
0.01645
大齿轮数值大
（2）、设计计算
93.66圆整后94
27.17 圆整后28
4、几何尺寸设计
（1）、分度圆直径
=116；
=396
（2）、计算中心距
256
（3）、计算齿轮齿宽
116；=125；120
八、高速轴设计
1、轴上功率P，转速n和转矩T
P=9.91KW n=730r/min T=129.66N.m
2、作用在齿轮上力
2315.27N；842.69N
压轴力1697.38N；为啮合角为
3、初步确定轴最小直径
36.72mm
转矩载荷系数；计算转矩168.55N.m，选择HL1型弹性柱销联轴器，半联轴器及轴配合鼓孔直径38mm
4、轴结构设计
1
2
3
4
5
6
77
8

45；50；53；63；25；
94；55；91；22；29；
12处键选择8×7×70，倒角为1.6，67处键选择16×10×70，倒角为1.6。
5、求轴上力
载荷
水平面H
垂直面V
支持力
1050.3N，1264.96N
1821.75N，2439.64N
弯矩M
86650.5N.mm
177376.28N.mm，167115.45N.mm
总弯矩
197409.67N.mm
188244N.mm
扭矩T
T=129.66N.m
轴弯矩图

轴转矩图

6、按弯扭合成应力校核轴强度
16.97MPa其中a=0.6，W=0.1×55×55×55； 故安全可靠
7、精确校核轴疲劳强度
（1）判读危险截面
经过判断5面为危险界面
(2)截面左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧弯矩为 M= -221559.99mm
截面左侧转矩为 T=129.66N.m
截面上弯矩应力 17.725MPa
截面上扭转应力 5.18MPa
轴材料为45号钢，调质处理，，，
截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数和查表，因，
经过差值后得到2.28；1.85
轴材料敏感系数0.804；0.834
轴材料有效应力集中系数=2.03；1.71
轴尺寸系数0.725；0.84
轴表面质量系数；
轴综合系数2.89；2.12
碳钢特性系数；
于是计算安全系数值
5.38
27.49
5.28
（3）截面右侧
抗弯截面系数 21600
抗扭截面系数 43200
截面左侧弯矩为 M= 221559.99mm
截面左侧转矩为 T=129.655N.m
截面上弯矩应力 10.26MPa
截面上扭转应力 5.19MPa
过盈配合处值，经过查表得=2.65；2.12
表面质量系数；
轴综合系数；
于是计算安全系数值
9.78
26.45
9.18
九、中速轴设计
1、轴上功率P，转速n和转矩T
P=9.515KW n=218.06r/min T=416.81N.m
2、作用在齿轮上力
齿轮2上力2217.05N；806.94N；
齿轮3上力7442.95N；2709.01N；
3、初步确定轴最小直径
39.211mm
4、轴结构设计

1
2
3
4
57
6

50；60；71；60；50；
120；140；116.；118；100；
1~2及5~6处对应是轴承选用6311轴承
2~3处键选择16×10×63，倒角为1.6，6~7处键选择16×10×110，倒角为1.6。
5、求轴上力
载荷
水平面H
垂直面V
支持力
4873.24N，352.66N
1773.71，128.36N
弯矩M
345999.86N.mm
31210.51N.mm
125933.65N.mm，11359.7N.mm
总弯矩
368205.36N.mm
33213.53N.mm
扭矩T
T=416.81N.m
轴弯矩图

轴转矩图

6、按弯扭合成应力校核轴强度
20.61MPa其中a=0.6，W=0.1×50×50×50； 故安全可靠
7、精确校核轴疲劳强度
（1）判读危险截面
经过判断5面为危险界面
(2)截面左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧弯矩为 M=575645mm
截面左侧转矩为 T=416.81N.m
截面上弯矩应力 26.65MPa
截面上扭转应力 9.65MPa
轴材料为45号钢，调质处理，，，
截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数和查表，因0.033，1.18
经过差值后得到2.13；1.64
轴材料敏感系数；
轴材料有效应力集中系数=1.92；1.55
轴尺寸系数0.68；0.82
轴表面质量系数；
轴综合系数2.92；1.97
碳钢特性系数；
于是计算安全系数值
3.54
15.89
3.45
（3）截面右侧
抗弯截面系数 35791.1
抗扭截面系数 71582.2
截面左侧弯矩为 M=575645mm
截面左侧转矩为 T=416.81N.m
截面上弯矩应力 16.08MPa
截面上扭转应力 9.65MPa
过盈配合处值，经过查表得=2.65；2.12
表面质量系数；
轴综合系数2.74；2.21
于是计算安全系数值
6.24
14.22
5.71
十、低速轴设计
1、轴上功率P，转速n和转矩T
P=9.135KW n=65.14r/min T=1339.925N.m
2、作用在齿轮上力
鼓轮上力F=5911.48N
齿轮4上力7127.26N；2594.11N；
3、初步确定轴最小直径
67.19mm
联轴器载荷系数为0.6，计算转矩Tca=803.96N.mm，故选择HL3弹性柱销联轴器
4、轴结构设计

8
7
6
5
47
3
2
1

69；76；80；85；95； 75；
142；100；106；113；20； 50；
5~6处对应是轴承选用6316轴承
12处键选择为18×11×125；78处键选择为20×12×100
倒角选择78处为1.6，12处为2
5、求轴上力
载荷
水平面H
垂直面V
支持力
1115.52N，5199.24N
1478.59N，3983.46N
弯矩M
118245.14N.mm
730492.65N.mm，526122.02N.mm
总弯矩
118245.14N.mm
539246.05N.mm
扭矩T
T=1339.93N.m
轴弯矩图

轴转矩图

6、按弯扭合成应力校核轴强度
31.34MPa其中a=0.6，W=0.1×80×80×80； 故安全可靠
7、精确校核轴疲劳强度
（1）判读危险截面
经过判断6面为危险界面
(2)截面左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧弯矩为 M=1083661.51mm
截面左侧转矩为 T=1339.93N.m
截面上弯矩应力 17.65MPa
截面上扭转应力 10.91MPa
轴材料为45号钢，调质处理，，，
截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数和查表，因0.014，1.18
经过差值后得到2.26；1.73
轴材料敏感系数；
轴材料有效应力集中系数=2.27；1.64
轴尺寸系数0.609；0.7745
轴表面质量系数；
轴综合系数3.46；2.204
碳钢特性系数；
于是计算安全系数值
4.51
12.61
4.25
（3）截面右侧
抗弯截面系数 51200
抗扭截面系数 102400
截面左侧弯矩为 M=1083661.51mm
截面左侧转矩为 T=1339.93N.m
截面上弯矩应力 21.16MPa
截面上扭转应力 10.91MPa
过盈配合处值，经过查表得=2.75；2. 2
表面质量系数；
轴综合系数2.83；2.29
于是计算安全系数值
4.58
12.17
4.29
十一、轴承校核
1、 高速轴上轴承，轴承型号为6310；
(1)、求比值

2748.09N；，n=730r/min
（2）查得
X=1；Y=0；
（3） 当量动载荷为
查表得当量动载荷系数
3297.71N
（4） 要求工作寿命时间
C=38，
理论工作时间150264.31h>h1 故可以使用
2、中速轴上轴承，轴承型号为6310；
(1)、求比值

5186N； n=218.06r/min
（2）查得
X=1；Y=0；
（5） 当量动载荷为
查表得当量动载荷系数
3297.71N
（6） 要求工作寿命时间
查表得
C=38，
理论工作时间150264.31h>h1 故可以使用
3、低速轴上轴承，轴承型号为6316；
(1)、求比值

5317.56N； n=65.14r/min
（2）查得
X=1；Y=0；
（7） 当量动载荷为
查表得当量动载荷系数
6381.07N
（8） 要求工作寿命时间
查表得
C=122
理论工作时间3667036.8h>h1 故可以使用
十二.润滑及密封
1．润滑方式选择
因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮圆周速度，所以采用将大齿轮轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮转动把油溅到箱壁油槽里输送到轴承机型润滑。
2．密封方式选择
由于I，II，III轴及轴承接触处线速度，所以采用毡圈密封。
3．润滑油选择
因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。

十一.箱体结构尺寸
机座壁厚δ
δ=0.025a+5
8mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.025a+5
8mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
12mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
12mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
20mm
地脚螺钉直径
df =0.036a+12
16.3mm
地脚螺钉数目
a<250,n=6
6
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75 df
12.2mm
机盖及机座联接螺栓直径d2
d2=(0.5～0.6) df
10mm
联接螺栓d2间距
L=150～200
160mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4～0.5) df
7mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3～0.4) df
6mm
定位销直径
d=(0.7～0.8) d2
7mm
轴承旁凸台半径
R
10 mm

轴承盖螺钉分布圆直径
D1= D+2.5d3
(D为轴承孔直径)
D11=42.5mm
D12=42.5mm
D13=57.5mm

轴承座凸起部分端面直径

D2= D1+2.5d3
D21=59.5mm
D22=59.5mm
D23=74.5mm
大齿顶圆及箱体内壁距离Δ1
Δ1>1.2δ
10mm
齿轮端面及箱体内壁距离Δ2
Δ2>δ
9 mm
两齿轮端面距离
Δ4=5
5 mm

df,d1,d2至外机壁距离

C1=1.2d+(5～8)
C1f=26mm
C11=21mm
C12=18mm

df,d1,d2至凸台边缘距离

C2
C2f=22mm
C21=17mm
C22=15mm

机壳上部（下部）凸缘宽度

K= C1+ C2
Kf=48mm
K1=38mm
K2=33mm
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
e=(1～1.2)d1
13mm
轴承座凸起部分宽度
L1≥C1f+ C2f+(3～5)
52 mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
13mm
十三.参考文献
1．《机械设计课程》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年
2．《机械设计课程设计》 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年
3．《机械设计师袖珍手册》 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年
4．《实用机械设计手册上》中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年
5．《机械原理》第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007
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