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1、专业：车辆工程 班级：A1131 姓名：邵显坤 设计题号：6目录1 设计任务书22 电动机选择传动比分配及运动和动力参数计算33 齿轮的设计计算74 轴的设计计算及校核（并简要说明轴的结构设计）175 滚动轴承的选择及校核.246 键及联轴器的选择与校核.257 润滑密封及拆装等简要说明278 参考资料.27一、机械设计基础课程设计任务书设计题目:单级圆柱齿轮减速器(用于带式输送机传动装置中)运动简图:原始数据:题 号12345678输送带工作拉力F(N)30002900260025002000300025001600输送带工作速度 (m/s)1.51.41.61.51.61.51.61.26
2、滚筒直径D(mm)400400450450300320300250每日工作时数T/h2424242424242424传动工作年限/a55555555 工作条件：两班制连续单向运转，载荷轻微变化，使用期限年。输送带速度允差。设计工作量：（一）、编写设计计算说明书份(附:内容顺序如下)1.目录（标题及页次）2.设计任务书3.电动机选择传动比分配及运动和动力参数计算4.带的选择及计算5.齿轮的设计计算6.轴的设计计算及校核（并简要说明轴的结构设计）7.滚动轴承的选择及校核8.键及联轴器的选择与校核9.润滑密封及拆装等简要说明10.参考资料（二）、绘制减速器装配图1张(三）、绘制减速器主要零件图2张（
3、轴，齿轮，箱体任选两个）指导教师：陈爱霞 一、确定传动方案，选择电动机及计算运动参数（1） 方案选择根据传动装置的工作特性和对它的工作要求，并查阅相关资料，可选择两级展开式减速器传动方案，如图所示。传动装置布置图（2） 电动机的选择1. 计算带式运输机所需功率（工作机传动效率为1）2. 初估电动机额定功率P 减速器效率为齿轮、轴承效率之和：电动机所需输出的功率3. 选用电动机选用Y132S-4电动机，其主要参数如下:电动机额定功率P5.5kw电动机满载转速1440（三）传动比的分配及转速校核1. 总传动比工作机驱动卷筒转速为89.57总传动比2. 传动比分配与齿数比考虑两级齿轮润滑问题，两级齿
4、轮应有相近的浸油深度。一般推荐i1=（1.31.5）i2，总传动比16.077，经计算高速级传动比 低速级传动比齿轮不发生跟切的最大齿数为17因此闭式传动取高速级小齿轮齿数，大齿轮齿数齿数比低速级小齿轮齿数大齿轮齿数齿数比实际总传动比3.核验工作机驱动卷筒的转速误差卷筒的实际转速转速误差，合乎要求（四）减速器各轴转速，功率，转矩的计算1. 传动装置的传动效率计算根据传动方案简图，并由资料1表（2.3）查出弹性联轴器效率8级精度圆柱齿轮传动效率一对滚动轴承效率故传动装置总效率与估计值相近，电动机功率确定无误。2. 各轴功率计算带式运输机为通用工作机，取电动机额定功率为设计功率。轴输入功率：轴输入
5、功率：轴输入功率：P3=p23. 各轴转速计算轴的转速：轴的转速：轴的转速：4. 各轴转矩的计算：轴转矩：轴转矩：轴转矩：各轴运功动力参数列入下表轴名称功率转速转矩轴5.445144036111轴5.229302.204164544轴5.02189.547535502三、齿轮传动的设计（1） 高速级齿轮传动设计计算注：本部分所设计图表、公式均来自资料21. 选定齿轮类型、精度等级、材料1） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88） 3） 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），
6、硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 小齿轮齿数，大齿轮齿数2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a)进行计算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 轴传递转矩3） 由表10-7选取齿宽系数。4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数5） 由图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。6） 由式10-13计算应力循环次数7） 由图10-19取接触疲劳寿命系数。8） 计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2） 计算圆周速度。3
7、） 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比。模数齿高5） 计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查图10-13得；故载荷系数6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7） 计算模数m。，3.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1） 确定公式内的各计算数值1） 由图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） 由图10-18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=1.4，由式
8、（10-12）得4） 计算载荷系数K。5) 查取齿形系数。由表10-5查得;6) 查取应力校正系数由表10-5查得；7） 计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.384并就近圆整为标准值m=2.0，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既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
9、到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径（2） 计算中心距（3） 计算齿轮宽度 齿顶圆直径齿根圆直径 2. 高速级齿轮传动的几何尺寸高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表名称计算公式结果/mm模数mn2.0法面压力角分度圆直径48228齿顶圆直径52232齿根圆直径43223中心距138齿宽48553.齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2的结构尺寸计算如下表代号结构尺寸计算公式结果轮毂处直径61轮毂轴向长L46倒角尺寸n1齿根圆处厚度6腹板最大直径221板孔分部圆直径136板孔直径37.5腹板厚 14.4根据轴端挡圈标准尺寸选择d=38mm（2） 低速级齿轮传
10、动设计计算注：本部分所设计图表、公式均来自资料21.选定齿轮类型、精度等级、材料1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） (见表10-8)3）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。4）小齿轮齿数，大齿轮齿数Z4=812.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a)进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）中间轴传递转矩3）由表10-7选取齿宽系数。4）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按
11、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。6）由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19取接触疲劳寿命系数。8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度。3）计算齿宽b4）计算齿宽与齿高之比。模数齿高5）计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。，查图10-13得；故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7）计算模数m
12、。，3. 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）由图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）由图10-18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=1.4，由式（10-12）得4）计算载荷系数K。5）查取齿形系数。由表10-5查得;6）查取应力校正系数由表10-5查得；7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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
13、承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.272并就近圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既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。 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度齿顶圆直径齿根圆直径 2.低速级齿轮传动的几何尺寸低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表名称计算公式结果模数2.5法面压力角分度圆直径82.5280齿顶圆直径87.5285齿根圆直径76.25273.75中心距181.25齿宽82.589.53.齿轮的结构
14、设计小齿轮3由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮4的结构尺寸计算如下表代号结构尺寸计算公式结果轮毂处直径92.8轮毂轴向长L69.6倒角尺寸n.51.25齿根圆处厚度.57.5腹板最大直径285.75板孔分部圆直径175.78板孔直径41.49腹板厚24.75四、 轴的设计 在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等或相近，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。（1） 中间轴设计1.选择轴的材料因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为40Cr调质，查表得，2. 轴的初步估算 查表得，因此因为有一个键槽,直径小于100mm,其轴颈增加6%，dmin=29.12
15、*（1+6%）=30.87mm3.轴的结构设计（1）各轴段直径的确定由深沟球轴承内径系列选择轴颈直径d1=d5=35mm，选择齿轮2处轴头直径齿轮2定位轴肩高度，由资料1P17表1-29查出，轴环宽度b=1.4a=5mm。该处直径齿轮3的直径：，由资料1P68表6-1查出轴承的安装尺寸4. 按许用弯曲应力校核轴（1） 轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的6207轴承从资料1P68表6-1可知B=17mm。取齿轮与箱体内壁之距离为12.5mm，考虑到箱体的制造误差，取轴承与箱体内壁之距离为7mm。轴上各轴段
16、尺寸确定完毕。（2） 绘轴的受力图。（3） 计算轴上的作用力：齿轮2：齿轮3：（4） 计算支反力垂直面支反力，参考绕支点A的力矩和,得由，得FAZ=Fr3-FBZ-Fr2=152.2N水平平面（XY平面）同样，由绕A点力矩的，得由，得FAY=Ft2-Ft3-FB=2531.8N （5） 转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图：C处弯矩 D处弯矩 水平面弯矩图：C处弯矩 D处弯矩 （6） 合成弯矩：C处：D处：（7） 扭矩：（8） 校核轴径按轴的最大应力作用于其最小截面直径校核其强度，若强度满足要求，则整根轴的强度必然满足要求：强度足够5. 轴的细部结构设计由资料1P56表4-1查出键槽尺寸 ；由资料
17、1P57表4-2查出键长L=36mm由资料1P16表1-25查出各倒角为1.6，圆角半径1。（2） 高速轴的设计1. 轴的材料由于该轴为齿轮轴，与齿轮1的材料相同，为40调质。2. 按切应力估算轴径由资料2查出系数A0=112轴伸出段直径考虑与电机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取。3.轴的结构设计1）划分轴段轴伸段；过密封圈处轴段；轴颈；轴承安装定位轴段；齿轮轴段。2） 确定各轴段的直径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。选择滚动轴承6207.，轴径直径（资料1）根据轴承
18、的安装尺寸（资料1）齿轮段照前面齿轮的安装尺寸分度圆直径；齿顶圆直径；齿根圆直径。3） 确定各轴段的轴向长度两轴承颈间距（跨距）;A为箱体内壁间距离，由中间轴段设计知A=172.5mm。轴承内端面与内壁面之距取=7mm；B为轴承宽B=17mm轴伸段长度由联轴器轴向长查 P97表8-1 为44mm轴颈段长度由轴承宽确定为17mm齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度为55mm，轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定；直径为轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后，即可自然获得。直径为轴段长由端盖外与端盖内两部分尺寸组成；端盖处尺寸为：,h为端盖螺钉（M8）六角厚度，。端盖内尺寸，根据其中，壁厚轴承旁联接螺栓扳手位置
19、尺寸见资料1表7.1.，7.2端盖凸缘厚度 资料1表7.17轴承内端面与内壁的距离。B轴承宽度，6207轴承 B=17mm轴段长度高速轴的强度校核，跟中间轴一样：经计算合格（3） 低速轴的设计1、 轴的材料由于该轴为齿轮轴，与齿轮1的材料相同，为40调质。2、 按切应力估算轴径由资料2查出系数A0=112轴伸出段直径考虑与电机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取。用金属滑块联轴器 资料1表8-93.轴的结构设计1）划分轴段轴伸段；过密封圈处轴段；轴颈；轴承安装定位轴段；齿轮轴段d5。4） 确定各轴段的直径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
20、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。选择滚动轴承6211.，轴径直径，根据轴承的安装尺寸，齿轮段照前面齿轮的安装尺寸，分度圆直径；齿顶圆直径；齿根圆直径。5） 确定各轴段的轴向长度两轴承颈间距（跨距）;A为箱体内壁间距离，由中间轴段设计知A=172.5mm。轴承内端面与内壁面之距取=7mm；B为轴承宽B=21mm轴伸段长度由联轴器轴向长决定为84，轴颈段长度由轴承宽确定为21齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定；直径为轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后，即可自然获得。直径为轴段长由端盖外与端盖内两部分尺寸组成；端盖处尺寸为：,h为端盖螺
21、钉（M8）六角厚度，。端盖内尺寸，根据其中，壁厚轴承旁联接螺栓扳手位置尺寸，端盖凸缘厚度，轴承内端面与内壁的距离。B轴承宽度，6211轴承 B=21mm轴段长度低速轴的强度校核，跟中间轴一样经计算合格五、 滚动轴承的校核计算考虑轴受力较小，且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承中间轴6207两个，高速轴6207两个，低速轴6211两个寿命计算：中间轴滚动轴承校核计算选用的轴承型号为6207，所以1.计算当量动载荷P，根据式13-18a P=fp(XFr+YFa)。查表13-6，取fp =1.2，查13-5取X=0.56，此减速器不受轴向力，故Fa=0，Fr=Fr3-Fr2=926.5NP=1
22、.20.56926.5=622.608查机械设计手册得基本额定功率C=2550N。2.计算轴承预期寿命L=2430015=108000h。3.验算轴承寿命:据式13-5Lh=3789003L, 具有足够使用寿命。高速轴轴承校核计算：1.计算当量动载荷P，根据式13-18a P=fp(XFr+YFa)。查表13-6，取fp =1.2，查13-5取X=0.56，此减速器不受轴向力，故Fa=0，Fr1=547NP=1.20.56547=367.6查机械设计手册得基本额定功率C=2550N。2.验算轴承寿命:据式13-5 Lh=3863494L, 具有足够使用寿命。低速轴轴承校核计算：1.计算当量动载
23、荷P，根据式13-18a P=fp(XFr+YFa)。查表13-6，取fp =1.2，查13-5取X=0.56，此减速器不受轴向力，故Fa=0，Fr3=1392NP=1.20.561392=935.4查机械设计手册得基本额定功率C=2550N。2.验算轴承寿命:据式13-5 Lh=1833984L, 具有足够使用寿命。六、 键及联轴器的选用和计算键的选择及计算1. 键类型的选择选择45钢，其许用挤压应力高速轴右端联接弹性联轴器，键槽部分轴径为28mm，轴段长44mm，所以选择双圆头普通平键（A型）键b=8mm,h=7mm,L=28mm.低速轴轴径为48mm，轴段84mm，所以选择双圆头普通平键
24、（A型）键b=14mm,h=9mm,L=50mm.中间轴轴径为38mm，轴段长45mm，所以选择双圆头普通平键（A型）键b=10mm,h=8mm,L=36mm.2. 键类型的校核高速轴键的接触长度 ，接触高度 ，则强度足够，合格中间轴键的接触长度 ，接触高度 ，则强度足够，合格低速轴键的接触长度 ，接触高度 ，则强度足够，合格联轴器的选择计算（一）高速轴输入端联轴器的选择高速级的转速较高，选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器。由表14-1查出工作情况系数KA=1.5，则计算转矩 工作转速 ,轴径28查表8-6选用联轴器为：LTZ5 GB/T4323-2002 ,许用转矩为125Nm，许用转速380
25、0r/min合乎上述工作要求。（二）低速轴输出端联轴器的选择低速级同样选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器计算转矩 工作转速 轴径， 查表8-6选用联轴器为：LTZ7 GB/T4323-2002,许用转矩为500Nm，许用转速为2400r/min七、润滑方式、密封及拆装的简要说明 由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选也用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880mm之间。密封密封在联轴器附近的轴承用毡圈密封，各轴承端盖采用密封垫片密封，见装配图。拆装 减速器两半个箱体靠12个螺栓连接，并用2个定位销钉定位。每个轴承端盖用6个螺栓连接紧固在减速器箱体的相应位置。拆卸时，首先拆下轴承端盖上的6个螺栓，然后拆下连接两半箱体之间的连接螺栓，拆下销钉后即可拆开减速器。减速器内部零件的拆装参看装配图。八、参考资料目录1机械设计课程设计，高等教育出版社，吴宗泽 高志 罗胜国 李威主编。2机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵 纪名刚主编， 3现代工程图学，北京邮电大学出版社，杨裕根 诸世敏主编，4互换性与技术测量基础（第3版），机械工业出版社，王伯平主编，5简明材料力学（第五版）孙训方 方孝淑 关来泰主编，高等教育出版社。