工学机械设计课程设计.doc

机械设计课程设计说明书

目 录

机械设计课程设计任务书….......……………….............................………1
一、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数…...........................….2
1.1电动机的选择……………………………………................................2
1.2传动比的分配及转速校核……………………................................…3
1.3减速器各轴转速、功率、转矩的计算………...........….................…4
二、齿轮传动的设计………………………………..............................……6
2.1 高速级齿轮的传动设计计算…………………...................................6
2.2 低速级齿轮传动设计………………………….............................….12
三、轴的设计…………………………………..................……..............….19
3.1 中间轴的设计…………………………………................19
3.2 高速轴的设计…………………………………..................................24
3.3 低速轴的设计………………………………….............................….28
四、滚动轴承的校核设计…………………………….................................34
4.1 中间轴轴承的校核计算……………………...........................……....34
4.2 高速轴轴承的校核计算………………………...............................…36
4.3 低速轴轴承的校核计算…………………………........................……37
五、平键联接的选用和计算……………………………...............................37
5.1 中间轴的键联接选用及校核方法…………….....................................37
5.2高速轴的键联接选用及校核方法…………….....…....................……38
5.3低速轴的键联接选用及校核方法…………….....….....................…39
六、润滑方式.................................................................................................41
七、箱体及其附件的设计计算………………………….............................41
设计总结..................................................................................................43
参考文献…………………………………………….....……...............…......44

计算及说明
结果
设计任务书
设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器

1、 系统简图

2、工作条件
设计带式运输机的传动装置。运输机工作平稳，单向运转，单班制工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度容许误差为±5%。其中减速器由一般规模厂中小批量生产。

3、原始数据

题号
B7
运送带工作拉力F/N
2200
运输带工作速度v/(m/s)
1.6
卷筒直径D/mm
45

4、传动方案的分析
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,再经联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，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。

一、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数
1.1电动机的选择
1、类型选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列封闭式三相异步电动机。

2、功率选择
(1) 确定电动机效率Pw 按下试计算

式中Fw=2200N V=1.6m/s 工作装置的效率考虑带卷筒器及其轴承的效率,还有数据选择和其他误差的情况，因此取
代入上试得

(2) 选择电动机的类型
根据电动机的输出功率功率

式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率
由式 由表2-4可查得：
联轴器传动效率；
齿轮传动效率（8级精度一般齿轮传动）
滚动轴承效率；
则=0.9（考虑到误差关系和计算方便问题）
所以电动机所需工作功率为
=
考虑到误差关系 P3.91 kw
按工作要求和工作条件查找【1】第6叶表2.1中选用Y112M-4型号三相异步电动机，其数据如下：
电动机额定功率 P=4 kw ；
同步转速为1500；
满载转速=1440；
电动机轴伸出端安装长度为60 mm ；
电动机轴伸出端直径为28 mm ；
1.2传动比的分配及转速校核
1、总传动比为

其中：为高速级传动比；为低速级传动比。
运输机转速：

总传动比：

2.分配传动比

3.确定齿轮齿数
高速级齿轮组：
小齿轮：
大齿轮：
整圆
低速级齿轮组：
小齿轮：
大齿轮：
整圆
校核数据：

运输机的转速：

验证误差：

误差符合要求。
1.3减速器各轴转速、功率、转矩的计算
1、各轴的转速
高速轴转速:

中间轴转速:

低速轴转速:

卷筒转速:

2、各轴的输出功率：

高速轴I 的输入功率：

中间轴 II 的输入功率：

低速轴 III 的输入功率：

卷筒的输入功率：

3、各轴转矩：

高速轴输入转矩：

中间轴输入转矩：

低速轴输入转矩：

卷筒输入转矩：

由以上数据得各轴运动及动力参数表：

轴名
功率
转矩
转速
电机轴
4
26.53
1440
1轴
3.96
26.26
1440
2轴
3.84
131.59
278.69
3轴
3.73
529.404
67.286
卷筒轴
3.61
512.373
67.286

二、齿轮传动的设计
2.1 高速级齿轮传动设计
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，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。
（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【2】第191叶表10-1选择齿轮材料：
小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为260HBS；
大齿轮为45钢（调质），硬度为220HBS；
二者材料硬度差为40HBS。
(4) 根据上一步的设计计算中得到高速级齿轮组齿数：
小齿轮齿数(估)
大齿轮齿数
2、按齿面接触强度设计
(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校核。
(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即

(3) 确定公式内的各计算数值:
① 试选载荷系数 （估）
② 计算小齿轮传递的转矩（ ）

③ 按软齿面齿轮非对称安装，由【2】第205页表10-7选取齿宽系数
④ 由【2】第201页表10-6查得材料的弹性影响系数

⑤ 由【2】第209页图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
（4）计算应力循环次数（ =1 ）

(5) 由【2】第207页图10-19取接触疲劳寿命系数

（6）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1% ，取安全系数S=1

（7）试算小齿轮分度圆直径 ，代入中较小的值：

3、试计算小齿轮模数
（1）计算圆周速度

（2）计算齿宽

（3）计算齿宽与齿高之比
模数：

齿高：

（4）计算载荷系数
①根据 8级精度，查【2】第194页图10-8得
动载系数
②因为该齿轮传动为直齿轮，所以齿间载荷分配系数：

③由【2】第193页表10-2查得使用系数
④由【2】第196页表10-4用插值法查8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：

⑤由 查【2】第198页图10-13得

故载荷系数：

(5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

（6）计算模数

4、按齿根弯曲强度设计

（1）由【2】第208页图10-20c查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
（2）由【2】第206页图10-18根据应力循环次数

取弯曲疲劳寿命系数: ，
（3）计算弯曲疲劳许用应力；
取弯曲疲劳安全系数 S1.3，得

（4）计算载荷系数K

（5）查取齿形系数、和应力修正系数、
由【2】第200表10-5查得：

（6）计算大、小齿轮的并加以比较；
小齿轮：

大齿轮：

将数值较大的一个代人公式计算：

对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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1.21并就进圆整为标准值=1.5
接触强度算得的分度圆直径=43.378mm，算出大小齿轮齿数：

这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5、几何尺寸计算
（1）计算分圆周直径、

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

取；。
6、其他参数计算
为齿顶高系数 = 1
为顶隙系数 = 0.25
模数
中心距
齿顶高
齿根高

齿顶圆直径：

齿根圆直径：

7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：

名称
符号
结果（mm）
模数

1.5
分度圆直径

45
234
齿顶圆直径

48
237
齿根圆直径

41.25
230.25
中心距

139.5
齿宽

50
45

8、齿轮的结构设计
小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴；大齿轮2的结构尺寸按【1】第24页表3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表：
由于 选择锻造齿轮

代号
结构尺寸计算公式
结果（mm）
轮毂处直径

70.4
轮毂轴向长度L

6 65
倒角尺寸n

0.75
齿根圆处厚度

4.5
腹板最大直径

221.25
板孔分布圆直

145.825
板孔直径

38.72
腹板厚度C

13.5

2.2 低速级齿轮传动设计
1、齿轮强度计算
（1）选择材料确定极限应力
因为该减速器可以由一般规模厂生产，选择8级精度传动。由【2】第191页表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为260HBS，大齿轮为45钢调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。
(2)在前一步设计计算中得到低速级齿轮组的齿数：
小齿轮齿数 ；大齿轮齿数 。
2、按齿轮面接触强度设计
（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校核。
按齿面接触疲劳强度设计，即

（2）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按软齿面齿轮非对称安装，由【2】第203页表10-7选取齿宽系数。
④由【2】第201页表10-6查得材料的弹性影响系数

⑤由【2】第209页图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 。
(3)计算应力循环次数(j=1 )

(4)由【2】 第207页图10-19取接触疲劳寿命系数

（5）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1% ，取安全系数S=1

（6）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。

3、计算小齿轮的模数
（1）计算圆周速度

（2）计算齿宽

（3）计算齿宽与齿高之比
模数：

齿高：

（4）计算载荷系数
①根据 ， 8级精度传动，由【2】第194页图10-8查得动载系数：

②因为该齿轮传动组为直齿轮，所以齿间载荷分配系数：

③由【2】第193页表10-2查得使用系数
④由【2】第196页表10-4用插值法得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：

⑤由=12.443 查【2】第198页图10-13得

故载荷系数

(5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

（6）计算模数

4、按齿根弯曲强度设计

（1）由【2】第208页图10-20c查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
（2）由【2】第206页图10-18根据应力循环次数

取弯曲疲劳寿命系数: ，
（3）计算弯曲疲劳许用应力；
取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，得

（4）计算载荷系数K

（5）查取齿形系数、和应力修正系数、
由【2】第200表10-5查得：

（6）计算大、小齿轮的并加以比较；
小齿轮：

大齿轮：

将数值较大的一个代人公式计算：

对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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1.825并就进圆整为标准值=2
接触强度算得的分度圆直径=73.56 mm，算出大小齿轮齿数：

这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5、几何尺寸计算
（1）计算分圆周直径、

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

取；。
6、其他参数计算
为齿顶高系数 = 1
为顶隙系数 = 0.25
模数
中心距
齿顶高
齿根高
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

7、低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：

名称
符号
结果（mm）
模数

2
分度圆直径

74
308
齿顶圆直径

78
312
齿根圆直径

69
303
中心距

191
齿宽

80
74

8、齿轮的结构设计
小齿轮3由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮4的结构尺寸按【1】第24页表3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表：
由于 选择锻造齿轮

代号
结构尺寸计算公式
结果（mm）
轮毂处直径

108.8
轮毂轴向长度L

88.2
倒角尺寸n

1
齿根圆处厚度

6
腹板最大直径

291
板孔分布圆直径

193.9
板孔直径

47.55
腹板厚度C

22.2

六、验证齿轮传动组中心距
验证两组齿轮设计是否合理：
大于
设计符合要求。
两组齿轮组的数据如下：

高速级
低速级
齿数z
30
156
37
154
中心距a(mm)
139.5
191
模数m(mm)
1.5
2
齿宽b(mm)
45
50
74
80
分度圆直径d(mm)
45
234
74
308

三、轴的设计
在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等，而中间轴跨距确定的自由度较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。
3.1 中间轴的设计
1、选择材料及热处理方式
因中间轴是有两个齿轮，而该轴的材料应该和硬度高的齿轮材料一样。即和小齿轮3的材料一样同为45(调质) ，硬度为260 HBS

2、初步计算轴的最小直径
按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径：

由【2】第370页表15-3 查选 （由于无轴向载荷 取较小值 ，=112 ~ 97 ） 。

该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取
此轴的最小直径即安装在轴端处的深沟球轴承直径 ，由【1】第95页表5.9选取深沟球轴承的型号，既：6208
3、计算各段轴直径

4、计算各段轴的长度

5、弯扭合成强度条件校核计算
（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定
①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。
②轴颈上安装的深沟球轴承6208 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。

（2）计算轴上的作用力及受力图
由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角

齿轮2 ：

齿轮3 ：

（3）计算出支反力
作用点及作用力的简图：

① 绕支点B的力矩和 得：

即

② 绕支点A的力矩和 得：

即

③ 校核：

计算无误
④ 绕支点B的力矩和 得：

即

⑤ 绕支点A的力矩和 得：

即

⑥ 校核 ：

计算无误
（4）合弯矩
因为

所以

比较与 ，则比大 ，D点为危险截面点。
（5）弯扭合成
根据公式

其中：
W 由【2】第373页表15-4 选择无键槽

由【2】第362页表15-1 选择

所以

满足强度设计条件要求。

3.2 高速轴的设计
由于该轴为齿轮轴，所以该轴的材料与齿轮1的材料同为40（调质） ， 硬度为260HBS
1、拟定轴上零件的装配方案：

2、初步计算轴的最小直径
按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径：

由【2】第370页表15-3 查选 （由于无轴向载荷 取较小值 ，=112 ~ 97 ） 。

该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取
此轴的最小直径即安装在轴端处的联轴器直径 ，由【1】第115页表6.8选取弹性柱销联轴器的型号，既：HL1Y型

验证联轴器是否符合要求:

符合要求。
由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径为：

选取轴承时，由【1】第95页表5.9 可得：
深沟球轴承6206 mm B = 16mm
3、计算各段轴直径

mm

4、计算各段轴的长度

(联轴器轴孔端的长度)
5、弯扭合成强度条件校核计算
（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定
①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定高速轴上齿轮力的作用点位置。
②轴颈上安装的深沟球轴承6206 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。

（2）计算轴上的作用力及受力图
由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角

齿轮1 ：

（3）计算出支反力
作用点及作用力的简图：

① 绕支点B的力矩和 得：

即

② 绕支点A的力矩和 得：

即

③ 校核：

计算无误
④ 绕支点B的力矩和 得：

即

⑤ 绕支点A的力矩和 得：

即

⑥ 校核 ：

计算无误
（4）合弯矩
因为

所以

（5）弯扭合成
根据公式

其中：
W 由【2】第373页表15-4 选择无键槽

由【2】第362页表15-1 选择

所以

满足强度设计条件要求。

3.3 低速轴的设计
由于该减速器为展开式齿轮传动，该轴有一个齿轮，所以该轴的材料与齿轮4的材料同为45钢（正火） ， 硬度为220HBS
1、拟定轴上零件的装配方案：

2、初步计算轴的最小直径
按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径：

由【2】第370页表15-3 查选 （由于无轴向载荷 取较小值 ，=126 ~ 103 ） 。

该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取
此轴的最小直径即安装在轴端处的联轴器直径 ，由【1】第115页表6.8选取弹性柱销联轴器的型号，既：HL4Y型

验证联轴器是否符合要求:

符合要求。
由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径为：

选取轴承时，由【1】第95页表5.9 可得：
深沟球轴承6211 mm B = 21mm
3、计算各段轴直径

mm

4、计算各段轴的长度

(联轴器轴孔端的长度)
5、弯扭合成强度条件校核计算
（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定
①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定低速轴上齿轮力的作用点位置。
②轴颈上安装的深沟球轴承6211 ，可知它的载荷中心，也可为轴承宽的中心。

（2计算轴上的作用力及受力图
由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角

齿轮1 ：

（3）计算出支反力
作用点及作用力的简图：

② 绕支点B的力矩和 得：

即

② 绕支点A的力矩和 得：

即

③ 校核：

计算无误
④ 绕支点B的力矩和 得：

即

⑤ 绕支点A的力矩和 得：

即

⑥ 校核 ：

计算无误
（4）合弯矩
因为

所以

（5）弯扭合成
根据公式

其中：
W 由【2】第373页表15-4 选择无键槽

由【2】第362页表15-1 选择

所以

满足强度设计条件要求。

总装草图如下：

四、滚动轴承的校核设计
4.1中间轴轴承的校核计算
1、选用
根据前面的设计可得知中间轴II两个轴承选用的是深沟球轴承6208：
（该轴的转速小于该轴承的极限转速，符合选用要求）
2、验算
根据公式

其中：
根据公式：

其中：由【2】第321页表13-6选择

比较和的大小，选择较大代入公式计算：

寿命符合条件要求。

4.2 高速轴轴承的校核计算
1、选用
根据前面的设计可得知高速轴I两个轴承选用的是深沟球轴承6206：
（该轴的转速小于该轴承的极限转速，符合选用要求）
2、验算
根据公式

其中：
根据公式：

其中：由【2】第321页表13-6选择

比较和的大小，选择较大代入公式计算：

寿命符合条件要求。

4.3 低速轴轴承的校核计算
1、选用
根据前面的设计可得知低速轴III两个轴承选用的是深沟球轴承6211：
该轴的转速小于该轴承的极限转速，符合选用要求）
2、验算
根据公式

其中：
根据公式：

其中：由【2】第321页表13-6选择

比较和的大小，选择较大代入公式计算：

寿命符合条件要求。

五、平键联接的选用和计算
5.1 中间轴的键联接选用及校核方法
1、中间轴II大齿轮处键的选择
（1）以轴的直径大小选择键的宽和高
由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为44mm
则在【1】第108页表6.1选择键的公称尺寸为：

该键为一般键联接
（2）以毂宽选择键的长度
由前面的设计步骤可得该毂宽为65mm
因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【1】第110页表6.2选择长度L = 50mm A型（圆头）
（3）校核
由【2】第106页，根据公式

其中：

由【2】第106页表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则

强度条件符合要求。

2、中间轴II小齿轮处键的选择
（1）以轴的直径大小选择键的宽和高
由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为47mm
则在【1】第108页表6.1选择键的公称尺寸为：

该键为一般键联接
（2）以毂宽选择键的长度
由前面的设计步骤可得该毂宽为88.2mm
因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【1】第110页表6.2选择长度L = 70mm A型（圆头）
（3）校核
由【2】第106页，根据公式

其中：

由【2】第106页表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则

强度条件符合要求。

5.2高速轴的键联接选用及校核方法
高速轴III轴端处联轴器的键的选择
（1）以轴的直径大小选择键的宽和高
由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为20mm
则在【1】第108页表6.1选择键的公称尺寸为：

该键为一般键联接
（2）以该段轴宽选择键的长度
由前面的设计步骤可得该段轴宽为52mm
因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【1】第110页表6.2选择长度L = 40mm A型（圆头）
（3）校核
由【2】第106页，根据公式

其中：

由【2】第106页表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则

强度条件符合要求。

5.3低速轴的键联接选用及校核方法
1、低速轴III大齿轮处键的选择
（1）以轴的直径大小选择键的宽和高
由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为68mm
则在【1】第108页表6.1选择键的公称尺寸为：

该键为一般键联接
（2）以毂宽选择键的长度
由前面的设计步骤可得该毂宽为88.2mm
因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【1】第110页表6.2选择长度L = 80mm A型（圆头）
（3）校核
由【2】第106页，根据公式

其中：

由【2】第106页表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则

强度条件符合要求。

2、低速轴I轴端处联