吉林化工学院减速器课程设计任务说明书.doc

机械设计课程设计
——设计计算说明书

目 录
设计任务书： 3
第一章 电动机的选择及运动参数的计算 4
1．1 电动机的选择 4
1．2 装置运动及动力参数计算 5
第二章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计 6
2.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 6
2.2 低速轴上的大小齿轮传动设计 11
第三章 轴的设计各轴轴径计算 15
3.1 轴的选择与结构设计 16
3．2 中间轴的校核 19
第四章 滚动轴承的选择及计算 24
4.1 轴承的选择与结构设计 24
4．2 深沟球轴承的寿命校核 25
第五章 键联接的选择及计算 24
5．1 键的选择与结构设计 28
5.2 键的校核 28
第六章 联轴器的选择及计算 30
6.1 联轴器的选择和校核 30
第七章 润滑和密封方式的选择 31
7.1 齿轮润滑 31
7．2 滚动轴承的润滑 32
第八章 箱体及设计的结构设计和选择 33
第九章 减速器的附件 34
9．1 窥视孔和视孔盖 34
9．2 通气器 34
9．3 轴承盖 35
9.4 定位销 35
9．5 油面指示装置 36
9.6 放油孔和螺塞 36
9.7 起盖螺钉 37
9.8 起吊装置 37
结束语 38
参考文献 39

机械课程设计任务书及传动方案的拟订

一、设计任务书
设计题目:二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

工作条件及生产条件:
该减速器用于带式运送机的传动装置。工作时有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，单班制工作。运送带允许速度差为±5%，减速器小批量生产，使用期限为5年（每年300天）。
应完毕任务：1.减速器装配图一张（A0）；
2．中间轴上大齿轮和中间轴零件图两张（A2）；
3．设计说明书一份（8000）字。

第11组减速器设计基础数据
卷筒直径
D/mm
400
运送带速度
v(m/s)
0.73
运送带所需转矩
T(N)
420
二、传动方案的分析与拟定

图1-1带式输送机传动方案

带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简朴，但齿轮相对轴承位置不对称，因此规定轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。

一、 电动机的选择
1.1电动机的选择
1.1.1 电动机类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。
1.1.2电动机功率的选择
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：
=60*1000*0.73/3.14×400=34.87 r/min
工作机所需要的有效功率为:
=T×n/9550=420×34.87/9550=1.534kW
为了计算电动机的所需功率，先要拟定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为0.99，为滚动轴承传动效率为0.99，为齿轮传动（8级）的效率为0.97， 为滚筒的效率为0.96。则传动装置的总效率为:
0.8166
电动机所需的功率为:
1.534/0.8166= 1.879
在机械传动中常用同步转速为1500r/min和1000r/min的两种电动机，根据电动机所需功率和同步转速，由[2]P148表16-1查得电动机技术数据及计算总传动比如表3－1所示。
表1－1电动机技术数据及计算总传动比
方 案
型 号
额定功率
(kW)
转速 (r/min)
总 传
动 比
外 伸
轴 径
外伸轴长 度
同步
满载
1
Y100L1-4
2.2
1500
14300
32.71
28mm
60
2
Y112M1-6
2.2
1000
940
21.645
28mm
60
总传动比:= / =1430/34.87=41.009
= /=940/34.87=26.957

由表可知，方案1虽然电动机转速高，价格低，但总传动比大；为了能合理地分派传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y112M-6。

1.2装置运动及动力参数计算
1.2.1分派各级传动比
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：
===5.92
低速级的传动比为：
=/=26.957/5.92=4.55
1.2.2传动装置的运动和动力参数计算：
a) 各轴的转速计算：
= =940r/min
= /=940/5.92=158.784r/min
=/=158.784/4.55=34.898r/min
==34.898r/min
b) 各轴的输入功率计算：
==1.8790.99=1.8602kW
==1.86020.970.98=1.768kW
==1.7680.970.98=1.681kW
==1.6810.99 ×0.97=1.614kW
c) 各轴的输入转矩计算：
=9550*/=95501.8602/940=18.899N·m
=9550*/=9550×1.768/158.784=106.336N·m
=9550* / =9550×1.681/34.898=460.013N·m
=9550*/=9550×1.614/34.898=441.678 N·m
由以上数据得各轴运动及动力参数见表1－3。
1－3 各轴运动及动力参数
轴号
转速
n/(r/min)
功率P/kW
转矩T/N.mm
传动比
1
940
1.8602
18.899
5.92
2
158.784
1.768
106.336
4.55
3
34.898
1.681
460.013
1.00
4
34.898
1.614
441.678

二、 传动零件的设计计算
2.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
1) 选择齿轮材料及热解决方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度规定不高，载荷不大的中低速场合。根据设计规定现选软齿面组合：
根据[1]P102表8-1得：
小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；
大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；
此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。
2) 齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选
=24
=×=5.9224=142.08
取大齿轮齿数=143，则齿数比（即实际传动比）为=/=143/24=5.96。与原规定仅差(5.96-5.92)/5.96=0.67%，故可以满足规定。
3) 选择螺旋角β：
按经验 ，8°<<12°,现初选=11°
4) 计算当量齿数，查齿形系数：
z= z/cosβ=24/ cos11°=25.37
z= z/cosβ=143/ cos11°=150.123
由[1]P111表8-8线性差值求得：
Y=2.622
Y=2.18+37.288×（2.18-2.12）/（200-100）=2.15

5) 选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表8-5，选择为0.7～1.0，现选 =1.0
6）选择载荷系数：
参考[1]P106表8-3，由齿轮承受中档冲击载荷，选载荷系数K为1.2～1.6。
取K=1.3。
7) 计算几何参数：
tan=tan/ cos=tg20°/ cos11°=0.371
=20.35°=20°21’
sin= sincos== sin11°×cos20°=0.179
=10.31°=10°18’36”

=1.6988
=1/z1tg=1/3.141591.024tg11°=1.485
9) 按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数： 2.457
弹性影响系数: Z=189.8

由[1]P109表8-6取安全系数S=1.0
许用接触应力：

小齿轮分度圆直径：

=34.719
计算法面模数m
m=cosd/z=cos11°34.719/24=1.42 mm
10) 按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y,因＝1.486>1，按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1＝0.998
计算齿形系数与许用应力之比值：
HBS1=240 HBS2=200

Y/[]=2.622/150=0.01748
Y/[]=2.15/139.746=0.01539
由于Y/[]较大，用小齿轮的参数Y/[]代入公式，计算齿轮所需的法面模数：

==0.899
11) 决定模数
由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其重要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也也许发生轮齿疲劳折断。所以对比两次求出的结果，按接触疲劳强度所需的模数较大，齿轮易于发生点蚀破坏，即应以mn≥1.53mm为准。根据标准模数表，暂定模数为：
m=2.0mm
12) 初算中心距：
2.0(24+143)/2cos11°=170.122mm
标准化后取 a=170mm
13) 修正螺旋角β
按标准中心距修正β：

15) 计算传动的其他尺寸：

16) 计算齿面上的载荷：

17) 选择精度等级
齿轮的圆周转速：
3.558 m/s
对照[1]P107表8-4,因运送机为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级是合宜的。
18）齿轮图：

(1) 2.2低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动：
选小齿轮选择45#钢调质,HBS=217～255；
大齿轮选择45#钢正火,HBS=162～217；
此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。
因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级。
(2) 齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数较多为宜，初选z=27
z=i z=4.55*27=122.85
取大齿轮齿数z=123则齿数比为u=z/z=123/27=4.56。
与原规定仅差(4.556-4.55)/4.556=0.6%
与原规定误差小故可以满足规定。
(3) 选择螺旋角β：
按经验 ，8°<β<12°现选β=11°
(4) 计算当量齿数，查齿形系数：
z= z3cosβ=27/ cos11=28.545
z= z4cosβ=123/ cos11=130.037
查表插值得：
Y=2.56-0.106×（2.56-2.52）/（30-28）=2.557
Y=2.18-19.92×（2.18-2.12）/（200-100）=2.162

(5) 选择齿宽系数：[]=148Mpa []=137.15MPa
查表8-5得：=1.0
(6) 计算几何参数：
ε=1/（3.14× cosβ）×[+
]-（Z1+Z2）sin]
=1/（3.14× cos13°）×[+
-（26+111）×sin20.4829]
=1.705
ε=1/ztgβ=1/3.14×1.0×27tg11°=1.671

(7) 按齿面接触疲劳强度设计：548Mpa

弹性影响系数: Z=189.8
K＝１　　＝548Mpa S=1

Z= =2.5
55.512mm
计算法面模数m
m=cosβd/z=cos11×55.512/27=2.018
(8) 按齿根弯曲疲劳强度设计：计算螺旋角系数Y,＝1.910>1，所以按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1＝0.908
计算齿形系数与许用应力之比值：
Y/[]=2.162/150=0.0144
Y/[]=2.577/191.82=0.0133
用大齿轮的参数Y/[]代入公式
计算齿轮所需的法面模数：

＝1.479
(9) 按接触强度决定模数值，取
m=2.5
(10) 初算中心距：
a=m(z+ z)/2 cos=2(27+123 )/2cos=191.01
标准化后取 a=190
(11) 修正螺旋角β：arccos[2.5(27+123)/2*cos11°=9.305°

=9°18′

(12) 计算端面模数：
Mt=mn/cos9.305°=2.5/ cos9.305°=2.533
(13) 计算传动的其它尺寸：
　D1=mt*z1=2.533*27=68.391
　　　　　D2=m2*z2=2.533*123=311.559
B2=φd*d1=1.0*68.391=68.391
B1=b2+(5-10)=75mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha= 68.391+2×2.5=73.391
da2=d2+2ha=311.559+2*2=316.559
齿根圆直径df1=d1-2hf=68.391-2×3.25=62.141
df2=d2-2hf=311.559-2×3.25=305.309
(14) 计算齿面上的载荷：Ft=2T1/d1=2*106336/68.391=3109.649
Fr=Ft tanαt=3109.649*tan20.35°=1153.38
Fa=Ft*tan9.305°=509.50
按照同样的方法可以得到各级齿轮的重要参数。具体数值如下

高速级
低速级

小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
齿数Z
23
143
27
123
模数mn
2
2.5
初选螺旋角
11°
11°
修正后螺旋角
10°47′06″
9°18′18″
分度圆直径d
48.862
291.138
68.391
311.557
齿根圆直径df
43.862
286.138
62.141
305.309
齿顶圆直径da
52.862
295.138
73.391
316.559
齿轮宽度b
55
50
75
70
端面模数
2.0359
2.553
中心距a
170
190
实际传动比i
5.522
4.269
齿 面 载 荷
圆周力ft
769.002
3109.649
径向力fr
285.226
1153.38
轴向力fa
169.836
509.50
轴承型号
7207c
7207c
7211c
旋向
左旋
右旋
右旋
左旋

第三章 联轴器的校核
联轴器是机械传动常用的部件，它重要用来是联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才干把两轴分离。

3.1 联轴器的选择和结构设计
联轴器是机械传动常用的部件，它重要用来是联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才干把两轴分离。
以输入轴为例进行联轴器的介绍。根据所选的电动机的公称直径和设计所规定的
机械特性选择（因转矩较小），选弹性套柱销联轴器。
联轴器的型号具体参数如下
型 号
公称转矩Tn N.m

许用转速钢[n]
r/min
轴孔直径d1、d2、dz

轴孔长度
J型
LT4
63
5700
25，28
44
LT8
710
3000
45,48,50,55,56,
84
3．2 联轴器的选择及计算
I轴：选用弹性联轴器。用LT4型号。许用转速5700r/min , [Tn]=63N.m 实际n=940r/min<[n]=5700r/min ,所以T=28.348N.m<[Tn]=63N.m
III轴：选用弹性联轴器LT8，许用转速3000 r/min，公称转矩[Tn]=710.m n=40.1r/min<[n]=3000r/min ,T=690.02<[Tn]=710N.m
所以联轴器符合规定。
第四章 轴的设计各轴轴径计算
选择联轴器： Tca=kaT,查《机械设计》教材（11-1）取KA=1.5.则Tca=KAT=1.5 ×18.899N.m=28.348N.m 根据工作规定选取弹性柱销连轴器，型号为LT8。连轴器的许用转距[T]=3000 N.mm
轴是组成机器的重要零件之一，一切作回转运动的传动零件（如齿轮），都必须安装在轴上才干进行运动及动力传动。因此，轴的重要功能是支承回转零件及传递运动和动力。
4.1 轴的选择与结构设计
以高速轴为例，初步拟定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢调质，通常C=106到117，当只受转矩或相对转矩较小时取较小值，当弯矩相对转矩较大时C取较大植，在多级齿轮减速器中，高速轴的转矩较小，C取较大植，低速轴的转矩较大，C取较小值；中间轴取中间值。由于输入轴端和联轴器相连的电机轴的外伸轴径是28mm，
由 dC
对于Ⅰ轴 P=1.95 KW,n=940 r/min 。
所以d117=14.689mm
对于Ⅱ轴 P=1.879 KW， n=170.29 r/min 。
所以d112=24.786mm
对于Ⅲ轴 P=1.804KW， n=40.1 r/min 。
所以d106=38.568m

4.1.2拟定轴的结构与尺寸
轴的选取及计算
1． 由于Ⅰ轴通过联轴器与电动机的轴径28mm，查联轴器标准，选联轴器为弹性柱销联轴器。标准型号HL2，与联轴器相联的轴径选取为25mm。
2． 零件的轴向定位需用定位轴间。H>0.07d。为了加工装配方便而设立非定位轴肩，一般为2—3mm。
4. Ⅰ—Ⅱ与联轴器相联。
5. Ⅱ—Ⅲ为扳手位置和端盖。
6. Ⅲ—Ⅳ为轴承位置。
7. Ⅳ—Ⅴ为低速齿轮的空间，以不发生干涉为主。
8. Ⅴ—Ⅵ为齿轮轴。
9. Ⅵ—Ⅶ为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。
10. Ⅶ—Ⅷ为轴承位置。
轴承的尺寸如图所示

II轴的设计
1． 根据前述所算的最小的轴径为25.88mm。选轴承型号为 GB/T297—93 7207C角接触球轴承。
2. 按轴肩规格。设立轴的结构，及定位关系。
Ⅰ—Ⅱ为轴承安装空间，轴承为GB/T—93 7207C型号
Ⅱ—Ⅲ为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。
Ⅳ—Ⅴ为齿轮轴。
Ⅴ—Ⅵ为低速齿和高速齿端面距离。
Ⅵ—Ⅶ为低速齿安装处。
Ⅶ—Ⅷ为套筒定位和安放轴承。
轴承的具体尺寸如图所示

III输出轴的设计
1．根据算的轴径最小值 。选取d=55mm。
2．轴的结构及定位关系取法环节同前。
Ⅰ—Ⅱ段为套筒定位和安放轴承。
Ⅱ—Ⅲ段为高速级齿轮和安装空间以不发生干涉为主。
Ⅲ—Ⅳ段为齿轮定位轴间。
Ⅳ—Ⅴ为高速齿轮的空间，以不发生干涉为主。
Ⅴ—Ⅵ为轴承位置。
Ⅵ—Ⅶ段为扳手空间位置和轴承端盖。
Ⅶ—Ⅷ与联轴器相联。
轴承的具体尺寸如图所示

3.3中间轴的校核：
1) 中间轴的各参数如下：
=106.34N·m =260.87r/min =2.904kW
2) 中间轴上的各力：
低速级小齿轮：Ft1=3319N Fr1=1235N Fa1=747N
高速级大齿：Ft2=851N Fr2=318N Fa2=198N
3）绘制轴的计算简图

（1）计算支反力

剪力图：
弯矩图：

垂直面：

剪力图：

弯矩图：
扭矩图：

合弯矩图：

校核轴的强度：
由上述可知，危险截面在C截面处。
按第三强度理论求出弯矩M图，由公式M=
M===155.275
轴为45号钢，查表可知 [] = 60 Mpa
由公式可得：
＜[]
所以中间轴满足强度规定。
三、 滚动轴承的选择及计算
轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。
与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺陷是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。
4.1轴承的选择与结构设计:
由于转速较高，轴向力又比较小，故选用深沟球轴承。下面以高速级轴为例初选轴承型号为6207，具体结构图如下。

4.2高速轴轴承的校核：
，

Fa/Fr=198/318=0.623＞e
查表运用插值法得： e=0.204，则有
>e 则有X=0.56，运用插值法：Y=2.16
由公式P=(X+Y)可得
P=1.2×（0.56318+2.16198）=726.912
由公式h〉12023h
所以满足规定。即高速级选用6207型号的轴承
4.3 中间轴轴承的校核:
中间轴选择6208: ，

高速级大齿轮：
低速级小齿轮：

所以运用插值法得e=0.227
Fa/Fr=549/917=0.59>e
所以选用X=0.56，Y=1.93
由公式得：
P=(X+Y) =1.2(0.56917+1.93549)=1887.708N
由公式h＞12023h
所以满足规定。即中间轴选用6208型号的轴承

4.4低速轴轴承的校核：
初选低速级选用7209AC型号的轴承正装
，
求得：=1768N R=2506N

Fa=Fa-Fa=747-198=549N
S=0.68R=0.68×1768=1202.24N
S=0.68R=0.68-2506=1704.08N
Fa+S=549+1704.48=2253.08＞S 故1被压缩，2被放松。
求轴向载荷： A=Fa+S=2253.08N
A=S=1704.08
求当量动载荷P,P
A/R=2253.08/1768=1.27＞e X=0.41 Y=0.87
A/R=1704.08/2506=0.68=e X=1 Y=0
P=(XR+YA)=1.2(0.411768+0.872253.08)=3222.1N
P=(XR+YA) =1.2(12506)=3007.2N
由公式＞12023h
所以满足规定。即低速级选用7209AC型号的轴承
五、键联接的选择及计算
键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的规定。本次设计所采用的均为平键联接。
5.1键选择原则：
键的两侧面是工作面，工作时候，靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩；键的上表面与轮毂槽底面之间则留有间隙。平键联结不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。常用的平键有普通平键和导向平键两种。平键联结具有结构简朴，装拆方便，对中良等优点，因而得到广泛的应用。普通平键用于静联结。A型号或B型号平键，轴上的键槽用键槽铣刀铣出，键在槽中固定良好，但当轴工作时，轴上键槽端部的应力集中较大。
5.2键的选择与结构设计
取本设计中间轴段的平键进行说明。
由于本设计装置，键所承受的应力不是很大，我们选择A型号圆头普通平键。根据中间轴段的轴径选择
键的具体结构如下图

（1）.键的校核
校核： 先根据设计出轴的直径从标准中查的键的剖面尺寸为：键宽b=14mm, 键高h=9mm,在上面的公式中k为键与轮毂键槽的接触高度等于0.5h, 为键的工作长度：=L-b
查表键联结的许用挤压应力，许用压力（Mpa）
=100～120，取中间值=110。
由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=46mm
校核
轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸b×h
键长 L
键的标记
宽度b
深度
公称尺寸b
极限偏差
轴 t
榖 t1
一般键联接
轴N9
榖JS9
>22～30
8×7
52
键 C8×52 GB1096-2023
8
0
0.018
4.0
3.3
-0.036
-0.018
>30～38
10×8
80
键 C10×80 GB1096-2023
10

5.0
3.3
>38～44