机械设计课程设计说明书

燕山大学

机械设计课程设计说明书

题目： 圆柱齿轮二级同轴式减速器 学院（系）：车辆与能源学院 年级专业： 学 号： 学生姓名： 指导教师：

教师职称： 教授

日期：

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目录

一．电动机选择计算 ............................................................................................................ 1

1．原始数据 .................................................................................................................. 1 2．电动机型号选择 ...................................................................................................... 1 二．总传动比确定及各级传动比分配 ................................................................................ 2 三．运动和动力参数的计算 ................................................................................................ 2 四．传动零件的设计计算 .................................................................................................... 3

1．蜗杆蜗轮的选择计算 .............................................................................................. 3 2．斜齿轮传动选择计算 ............................................................ 错误！未定义书签。 五．轴的设计和计算 ............................................................................................................ 8

1.初步计算轴径 ............................................................................................................. 8 2．轴的结构设计 .......................................................................................................... 8 3．Ⅲ轴的弯扭合成强度计算 .................................................................................... 10 六．滚动轴承的选择计算 .................................................................................................. 13 七．键连接的选择 .............................................................................................................. 15 八．减速器附件的选择 ...................................................................................................... 15 九．润滑和密封说明 .......................................................................................................... 16

1．润滑说明 ................................................................................................................ 16 2．密封说明 ................................................................................................................ 16 十．拆装和调整的说明 ...................................................................................................... 17 十一．减速箱体的附加说明 .............................................................................................. 17 十二．设计小结 .................................................................................................................. 17 十三．参考资料 .................................................................................. 错误！未定义书签。

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燕山大学课程设计说明书 一．电动机选择计算 1．原始数据 ①运输链牵引力F=1378N ②运输带工作速度V=0.79m/s ③滚筒直径 D=0.26m 2．电动机型号选择 运输链所需功率，取 P=FV/1000=1378×0.79/﹙1000﹚=1.088Kw 取η1=0.99（连轴器）,η2=0.97（齿轮传动效率8级） ,η3=0.98（轴承）,,则 ηa=η12×η22 × η34=0.85 电动机功率 Pd=Pw / ηa=1.088/0.85=1.30 Kw 卷筒轮转速 Pw=1.088kw ηa=0.85 Pd=1.30Kw n=58r/min 电动机型号601000v6010000.79＝58r/min D3.14260n二级圆柱齿轮减速器推荐传动比为ia’=8~40 故电动机转速可选范围 nd’=ia’×n=(9~64)×58=522~3712r / min 符合这一范围的同步转速为 1500r/min，1000 r / min，750 r / min综合考虑选电动机型号为Y90L-4，主要性能如下表： 额定功率 同步转速 满载转速 电动机型号 起动转矩最大转矩Y112M-6 额定转矩额定转矩 2.2 2.3 （Kw） （r/min） （r/min） Y90L-4 1.5 1500 1400 nd=1500r/min nm=1400r/min 1

燕山大学课程设计说明书 二．总传动比确定及各级传动比分配 总传动比为 ia=24 i1=5.0 i2=3.36 n满载1400r/mini总24 n工作58r/min 齿轮传动比i1=5.0 取i1=5.0，则第二对啮合齿轮传动比 i2i总24/54.8i2三．运动和动力参数的计算 设输入轴为1轴，过渡轴轴为2轴，输出轴轴为3轴,卷筒轴为4轴。 1.各轴转速： n1=nm =1400 r / min n2=nm / i1= 940/5= 280 r / min n3=nm / i2= 280/4.8=58.3 r / min n4= n3=58.3r/min 2.各轴输入功率： P1=Pd×η1=1.3×0.99=1.29kw P2=P1×η3×η2=1.29×0.98×0.97=1.24kw P3=P2×η2×η3=1.24×0.97×0.98=1.19kw P4= P3×η1×η3=1.19×0.98×0.99=1.14kw 3.各轴输入转距： T1=9.55×10×P1/n1=8.79N·m T2=33.83N·m T3=217.17N·m

6 n1=1400r/min n2=280r/ min n3=58.3r/ min n4=58.3r/min P1=1.29kw P2= 1.24kw P3= 1.19kw P4=1.14kw T1=8.79 N·m T2=33.83 N·m T3=217.17 2 燕山大学课程设计说明书 T4=208.56 N·m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴号 功率P（Kw） 转矩T(N·m) 8.79 转速n传动比i （r/min) Ⅰ轴 1.29 140 1 5 4.8 效率η 0.98 0.64 N·m T4=208.56N·m 0.96 Ⅱ轴 1.24 33.83 280 Ⅲ轴 1.19 217.17 58.3 四．传动零件的设计计算 1．I轴小齿轮II轴大齿轮的选择计算 (1).选择材料、精度及参数 小齿轮：45号钢，调质，HB1=260HBS，z1=21 大齿轮：45号钢，调制，HB2=240HBS，z2=105 z2= z1×i1=5×21=105 HB1—HB2=40HBS合适 初选8级精度，按GB/T 10095 (2)初选螺旋角，齿宽系数 β=10°，ψd=1.0 (3).按齿面接触疲劳强度设计 1) 确定小齿轮分度圆直径 蜗轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第102页~115页 蜗杆材料用3

燕山大学课程设计说明书 2KTu1ZHZEZZ3 d1duH①确定公式内各计算数值 a.使用系数 查表取 KA=1 2 45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1 z1=21 z2=105 b.动载系数 预估v=7m/s，则vZ1/100=1.46m/s 查图取 KV=1.07 c.齿间载荷分配系数 端面重合度 轴向重合度 bsindZ1tan1.33 mn总重合度 2.96 KA=1.2 Kβ=1 Kv=1.05 K=1.26 T21.4303105 查图取 K1.41 d.齿向载荷分布系数 查图取 Kβ=1.13 则K=KA·KV·Kα·Kβ=1.70 e.材料的弹性影响系数 查表得 ZE=189.8 f. 齿向区域系数 查图取 ZH=2.46 g.重合度系数 Z1/1/1.630.78 h.螺旋角系数 Zcos0.985 则 ZHZEZZ189.82.460.780.985358.73 i.接触疲劳强度极限 查图取 σσ

Hlim1=550MPa Hlim2=450MPa N·mm ZE=155MPa b=250MPa N2=3.48×107 H171.13MPa 4 燕山大学课程设计说明书 j. 应力循环次数 N160n1jLh6048.31830053.4810 N2=N1/i=3.48×107=1.16×107 查表得 接触疲劳寿命系数 KHN1= KHN2 =1 k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%) 则 H17 m3q=840 m=5 d1=4mm q=8.0 KHN1Hlim1550MPa SHa=120 x=0.5 z1=2 da1=55mm H2KHN2Hlim2450MPa SH故 minH1，H2450MPa ②计算 a. 试算小齿轮分度圆直径d1 402'24\" sa=7.85mm 2521.70143.03104358.73d1380.16mm 0.83450z2=39 d2=195mm da2=210mm b.校核圆周速度 vd1n26010000.2m/s4m/s df2=188mm c.修正载荷系数 vz1/100=0.042m/s 取KV’=1.01，则 K'KV'1.01K1.701.59 KV1.07d.校正分度圆直径 K'1.59dd380.16378.39mm K1.70'1v2o 5 2) 确定主要参数

燕山大学课程设计说明书 ①󰀀 计算法向模数 mnd1'cos/z13.92 查表取标准值 mn=4mm ②󰀀 计算中心距 a mnZ1Z2173.14mm 2cos圆整取 a=175mm ③󰀀 修正螺旋角 mnZ1Z2arccos16o15'36\" 2a将16o15'36\"带入上述过程进行计算得 mn’=3.78mm<4mm 故设计合理，不需再做修正 ④󰀀 计算分度圆直径 zv=42.71 d1mnZ187.50mm cosYF=1.72 Yβ=0.90 mZd2n2262.50mm cos⑤󰀀 计算齿宽 bdd170mm 则取b1=80mm，b2=70mm 3) 校核齿根弯曲疲劳强度 F=27MPa F12KT1YFa1YSa1YYF1 bd1mn2KT1YFa2YSa2YYF2 bd1mnF11.7MPa F2 6

燕山大学课程设计说明书 ①󰀀 计算重合度系数 Y0.250.750.750.250.75 1.63 ②󰀀 计算螺旋角系数 16.26oY111.560.79 oo120120 蜗轮-蜗杆的设计合理 ③󰀀 计算当量齿数 z121zV123.74cos3cos316.26 z263zV271.22cos3cos316.26④󰀀 查取齿形系数 YFa1=2.68，YFa2=2.18 ⑤󰀀 查取应力集中系数 YSa1=1.58，YSa2=1.77 ⑥󰀀 计算弯曲疲劳许用应力 ［σF］=KFN·σFlim/SH 齿轮计算公式和有关数a. 弯曲疲劳极限应力 σFlim1=420MPa，σFlim2=390MPa 据皆引自《机b. 查取寿命系数 KFN1=KFN2=1 械设计》第75页~100页 c. 安全系数 SH=1 (取失效概率为1%) 则 ［σ［σF1］=1×420/1=420MPa F2］=1×390/1=390MPa z1=21 z2=63 β=14o ⑦󰀀 计算弯曲应力 21.7143.0310312.681.580.750.79 7087.5450MPaF121.7143.0310322.181.770.750.79 7087.5445MPaF2故设计合理。 d0.8 KA=1.0 7

燕山大学课程设计说明书 五．轴的设计和计算 1.初步计算轴径 轴的材料选用常用的45钢 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d， 计算公式为： dC3P/n 考虑到各轴均有弯矩，取C=118，初算各轴头直径 KV=1.07 d1C3 d2C3P0.9461118311.83mmn1940P20.723118329.08mm n248.32.96 K1.41 Kβ=1.13 K=1,.70 ZE=189.8 ZH=2.46 ZΕ=0.78 P0.688d3C33118341.25mmn316.1考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=28mm，d3=42mm，取d2 =30mm。 2．轴的结构设计 Ⅰ轴（蜗杆）的初步设计如下图： Z0.985 Hlim1550MPa Hlim2450MPa 装配方案是：左端，甩油环、轴套、套杯、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，轴套、左端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母依次从轴的N1=3.48×107 N2=1.16×107 8

燕山大学课程设计说明书 右端向左安装。 轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（6~8）mm，否则可取（4~6）mm。 轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（1~3）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。 Ⅱ轴的初步设计如下图： KHN1 KHN21 SH=1 H1550MPa H2450MPa 450MPa 装配方案是：左端，蜗轮、轴套、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。 尺寸设计准则同Ⅰ轴。 Ⅲ轴的初步设计如下图： d1=80.16mm v0.2m/s4m/s KV’=1.01 K’=1.59 d1’=78.39mm mn=4mm 9 装配方案：左端，齿轮、轴套、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，挡油板、右端轴承、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的右端向左安装。 尺寸设计准则同Ⅰ轴。

燕山大学课程设计说明书 3．Ⅲ轴的弯扭合成强度计算 由Ⅲ轴装轴承处轴的直径d=50mm，查《机械设计课程设计指导手册》得到应该使用的轴承型号为7210C，D=90mm，B=20mm， a=19.4mm（轴承的校核将在后面进行）。 a=175mm 16o15'36\" mn’=3.78mm<4mm d1=87.50mm d2=262.50mm b1=80mm b2=70mm 10

燕山大学课程设计说明书 Y=0.75 Y=0.79 zV1=23.74 zV2=71.22 YFa1=2.68 YFa2=2.18 YSa1=1.58 YSa2=1.77 Flim2390MPa Flim1420MPa KFN1=KFN2=1 SH=1 ［F1］420MPa ［F2］390MPa σ1=50MPa σ2=45MPa 斜齿轮的设计合理 11

燕山大学课程设计说明书 （1） 计算大齿轮受力： 转矩 T1=407.89N·m Ft12T12407.8910003107.7N d1262.5轴的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第137页~第153页 轴的材料选用常用的45钢 d1=28mm d3=42mm d2 =30mm 12 tanntan20Fr1Ft13107.71178.3N coscos1615'36\" Fa1Ft1tan3107.7tan1615'36\"906.4N 由此画出大齿轮轴受力图，见b图 （2） 计算轴承反力（c、e图） 水平面 1178.3173.6906.4R1'241.21178.367.6906.4R2'垂直面 R1\"262.52354.8N 241.2262.52823.5N 3107.7173.62236.7N 241.23107.767.6R2\"871.0N 241.2（3） 画出水平弯矩Mxy图(图d)，垂直面弯矩Mxz图(图f) 和合成弯矩MMM图（图g）。 2xy2xz（4） 画出轴的转矩T图（图h），T=407890N·mm （5） 初步分析Ⅰ~Ⅲ三个截面有较大的应力和应力集中。现 对Ⅱ面将进行安全系数校核。 （6） 轴材料选用45钢调质，σb=650MPa，σs=360MPa， 查表得疲劳极限： σ-1=0.45σb=0.45×650=293MPa， σ0=0.81σb=0.81×650=527MPa τ-1=0.26σb=0.26×650=169MPa τ0=0.5σb=0.5×650=325MPa 由式(210)/0，(210)/0得

燕山大学课程设计说明书 229352721693250.11，0.04 526325139.6M1208079167326Nmm 173.6M167326a113.4Pa,m0 3W0.152T40789016.3MPa0 W0.2523 （7） 求截面Ⅰ的应力 am28.15MPa （8） 求 （9） 截面Ⅰ的有效应力集中系数 因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=1mm，其应力集中可由表查得D/d=58/52=1.12，r/d=1/52=0.02。由σb=650MPa查得 kσ =2.425，kτ=1.59。 （10） 求表面状态系数β及尺寸系数εσ、ετ 查表得β=0.92，εσ=0.84、ετ=0.81。 （11） 求安全系数 设为无限寿命，kN=1 SkN1kSkamkN112936.96 2.42513.40.920.84116968.72 SSam1.590.048.150.920.81则综合安全系数为 SSS226.9668.726.9668.72229.97S1.5 故轴安全。 六．滚动轴承的选择计算 由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触轴承。现计算Ⅲ轴上的一对轴承的寿命。 d=50mm 13

燕山大学课程设计说明书 轴承型号为7610C，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷 Cr=42800N，基本额定静载荷 Cor=32000N，采用脂润滑nlim=6300r/min。 1. 计算内部轴向力 受力如图i 查表得 S=0.7Fr（α=25o，e=0.7） D=90mm B=20mm a=19.4mm Fr1R1'2R1\"2354.822236.722264.7N Fr2R2'2R2\"2823.5287121198.7N 则 S1=0.7×2264.7=1585.3N S2=0.7×1189.7=839.1N 2. 计算单个轴承的轴向载荷 比较S1+FA与S2的大小 S1+FA=1585.3+906.4=2491.7N> S2 由图示结构知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。 则 Fa1=S1=1585.3N，Fa2=S1+FA=2491.7N 3. 计算当量载荷 P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.5 14

Fa11585.30.7e Fr12264.7查表得X1=1，Y1=0 Fa21249.11.05e Fr21189.7查表得X2=0.41，Y2=0.87 则 P1=1.5(1×2264.7＋0×1585.3)=3397.1N P2=1.5(0.41×1189.7＋0.87×1249.1)=2361.7N 4. 计算寿命 取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式 因为是球轴承，取ε=3，则

燕山大学课程设计说明书 Lh1010C10428002070280h12000h 60nP6016.13397.1 T1407.89Nm663 5. 静载荷验算 查表得X0=0.5，Y0=0.38，则 P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5×2264.7＋0.38×1585.3=1734.8N 因 P01< Fr1，故取 P01= Fr1=2264.7N<n f12f22nlim=1×0.99×6300=6237r/min>n 故选用7210C型向心球轴承符合要求。 Ft1=3269.3N Fr1=1239.5N 七．键连接的选择 Fa1=953.5N Ⅰ轴键槽部分的轴径为28mm，所以选择普通圆头平键 键 A8×36 GB/T 1096-79 Ⅱ轴左右两端键槽部分的轴径为32mm，所以选择普通圆头平键 R1’=354.8N 左端 键 A10×70 GB/T 1096-79 右端 键 A10×40 GB/T 1096-79 R2’=823.5N Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为52mm，所以选择普通圆头平键 键 A16×60 GB/T 1096-79 R1”=2236.7N 右端键槽部分的轴径为42mm，所以选择普通圆头平键 键 A12×75 GB/T 1096-79 R2”=871.0N 八．减速器附件的选择 T=407890 1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为160×120mm。箱体上开窥 N·mm 视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加 15

燕山大学课程设计说明书 强密封，盖板材料为Q235A钢，用四个M8螺栓紧固。 2. 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对 密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到煤场的工作环境，选用带金属滤网的通气器。 3. 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃 或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。 4. 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配 精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。 5. 吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺 钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。 6. 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定 之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。 7. 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减 速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。 σσττ -1=293MPa 0=527MPa -1=169MPa 0=325MPa 0.11 0.04 M1=167326 N·mm σ=13.4Pa σm=0 τ=16.3MPa τa=8.15MPa kσ =2.425 kτ=1.59 β=0.92 εσ=0.84 ετ=0.81 九．润滑和密封说明 1．润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=62mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。 S6.96 S68.72 2．密封说明 在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。

S9.97 轴设计合理 16

燕山大学课程设计说明书 十．拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为30~50mm时，可取游隙为 轴承的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第159页~第173页 Fr1=2264.7N Fr2=1198.7N S1=1585.3N S2=839.1N Fa1= 1585.3N Fa2 =2491.7N fP=1.5 X1=1，Y1=0 X2=0.41 17 30~50m。 在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。 十一．减速箱体的附加说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。 十二．设计小结

燕山大学课程设计说明书 Y2=0.87 P1=3397.1N P2=2361.7N Lh102070280h 轴承选择合理 18

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