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1、仲恺农业工程学院机电工程学院仲恺农业工程学院机电工程学院 机械设计机械设计课程设计课程设计 说明书说明书 班级班级: :机械机械 082082 班班 学号学号: : 姓名姓名: : 指导老师指导老师: : 仲恺农业工程学院仲恺农业工程学院 20102010 年年 1212 月月 2323 日日 目录目录 一、任务书一、任务书 .3 设计任务.3 已知条件.3 设计要求.3 二、总体方案设计二、总体方案设计 .3 三、电机的选择三、电机的选择 .4 1、选择电动机的类型和结构形式.4 2、确定电动机的转速.4 3、确定电动机功率.4 4根据以上步骤选择电动机.4 四、计算总传动比并分配各级传动比
2、，计算装置动力参数。四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。 .5 1、计算总传动比.5 2、分配各级传动比.5 3、计算传动比装置的运动及动力参数.5 (1)各轴的转速.5 (2)各轴的输入功率.5 (3)各轴输入转矩.6 五、齿轮设计五、齿轮设计 .6 （一）高速级齿轮传动的设计.6 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数.6 2、按齿面接触疲劳强度设计.7 3、按齿根弯曲疲劳强度设计.8 4、计算几何尺寸.9 (二)低速级齿轮传动的设计.10 1、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。.10 2、按齿面接触疲劳强度计算.10 3、按齿根弯曲疲劳强度设计.12 4、几
3、何尺寸计算.13 六、六、轴的设计轴的设计(轴的校核以轴的校核以 I、II 轴为例轴为例).14 (一)输入轴（I 轴)的设计.14 （二）输出轴（轴）的设计 .17III （三）中间轴（II 轴）的设计.19 七、轴承的校核（以七、轴承的校核（以 I 轴和轴和 II 轴上的轴承为例）轴上的轴承为例）.23 （一）输入轴滚动轴承计算.23 （二）中间轴滚动轴承计算.24 八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算 .25 （一）输入轴键计算.25 （二）中间轴键计算.25 （三）输出轴键计算.26 九、联轴器的选择九、联轴器的选择 .26 十、箱体结构的设计十、箱体结构的设计 .27
4、 1、 机体的刚度.27 2、机体内零件的润滑，密封散热.27 3.、 机体结构的工艺性.27 4、 对附件设计.27 十一、润滑与密封十一、润滑与密封 .29 十二、减速器附件的选择十二、减速器附件的选择 .29 十三、设计小结十三、设计小结 .29 十四、参考文献十四、参考文献 .30 一、任务书一、任务书 设计任务设计任务 题目 6：设计一个带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器，如图 1。 已知条件已知条件 1 运输带工作拉力 F=2.35kN； 2.运输带工作速率 v=1.5m/s(运输带速度允许误差为)；%5 3滚筒直径 D=240mm； 4单板工作日，连续单向运转，载荷较平稳；环
5、境最高温度 35；小批量生产。 设计要求设计要求 1.减速器装配图一张(A1)。 2.CAD 绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。 二、总体方案设计二、总体方案设计 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：可以实现垂直轴传动，并且宽度尺寸比较小，适合布置在较窄的通道中，但加工锥 齿轮比圆柱齿轮困难，成本也相对较高。 3. 确定传动方案：如图 1，实际由指导教师给定。 传动装置的总效率 8248.096.098.098.097.099.0 42 卷筒 4 轴承圆柱齿轮圆锥齿轮 2 联轴器 以上各效率根据机械设计手册可查得。 三、电机的选择三、电机的选择
6、1、选择电动机的类型和结构形式选择电动机的类型和结构形式 电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流） 、工作条件、工作时间的长短、及载荷的性质、大小、 启动性能和过载情况等条件来选择。 工业上一般采用三相交流电机。Y 系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点， 故其应用最广。它适用于无特殊要求的机械，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。根据题目的 要求，选择 Y 系列的电动机。 2、确定电动机的转速、确定电动机的转速 滚筒的工作转速为: =119.42r/minmin/ 240 5.1100060100060 r D v ng 由于圆锥齿轮转动比：23
7、；圆柱齿轮传动比:35. 所以总传动比范围是：i=2335，即 615。 于是电动机转速范围：=（615）119.42r/min =716.521791.3r/min。n 根据上式选同步转速为 1500 转的电动机。 3、确定电动机、确定电动机功率功率 工作机所需的输入功率为：kw Fv pw 525.3 1000 5.1100035.2 1000 则电动机所需功率： p p w d 8248.096.098.098.097.099.0 42 卷筒 4 轴承圆柱齿轮圆锥齿轮 2 联轴器 把上式带入式，得：;kw pd 273.4 8248.0 525.3 4根据以上步骤选择电动机根据以上步骤选
8、择电动机 根据电动机的类型、同步转速和所需功率选择电动机。所选电动机如下： 型号：Y132S4；额定功率；满载转速：;中心高：H=132mm；kw pe 5.5min/r1440 满 n 外伸轴径：D=38;外伸轴长度： E=80mm。 四、计算总传动比并分配各级传动比四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。，计算装置动力参数。 1、计算总传动比、计算总传动比 传动装置的总传动比 i,根据电动机的满载转速和工作机所需转速按式： i= 计算. nmnw n n w m 则：。05.12 42.119 1440 i 2、分配各级传动比分配各级传动比 根据传动比分配原则： 1、一般应使链
9、传动的传动比小于齿轮传动的传动比。 2、圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮加工，高速级锥齿轮传动比 =0.25 ，且使。 1 ii 1 i 于是高速级传动比：，取 3；01.305.1225.0 1 i 低速级传动比：，取 4。003.401.305.12 2 i 3、计算传动比装置的运动及动力参数、计算传动比装置的运动及动力参数 (1)各轴的转速 电动机 n满=1440r/min； 轴： =1440r/min n 0满 /in 轴： n2=1440/3=480r/min ； 11 / in 轴： n3/=480/4=120r/min 2 n 2 i 轴： n4= n3*i3=120r/mi
10、n 以上各式中，、n2、n3、n4分别为 1、2、3、4 轴的转速，即从电动机到工作机按次序排列的 n 1、2、3、4 轴； 取=1；。 0 i1 3 i (2)各轴的输入功率 电动机功率=4.273KW d P =4.273 0.99=4.23KW 联轴器1 d PP =4.23 0.98 0.97=4.02KW 圆锥齿轮 轴承12 PP =4.02 0.98 0.98=3.86KW 圆柱齿轮 轴承23 PP =3.86 0.98 0.99=3.74KW 联轴器 轴承34 PP (3)各轴输入转矩 电动机输出转矩 0Nm3.28 1440 273.4 9550 Td 轴：Nm n P T 0
11、5.281440/23.495509550 1 1 1 轴：Nm n P T 98.79480/02.495509550 2 2 2 轴：Nm n P T 19.307120/86.395509550 3 3 3 轴：Nm n P T 64.297120/74.395509550 4 4 4 将运动和动力参数的计算结果汇总成下表（一） 轴名 参数 电动机轴1 轴2 轴3 轴工作机轴 转速)min/( 1 rn1440 1440480120120 功率 P/kW 4.274.234.023.863.74 转矩 T/（Nm） 28.328.0579.98307.19297.64 传动比i 1341
12、 效率 0.990.950.96 0.99 表一：运动和动力参数的计算结果汇总 五、齿轮设计五、齿轮设计 （一）高速级齿轮（一）高速级齿轮传动的设计传动的设计 已知小齿轮输入功率为 4.23kw、大齿轮输入功率为 4.02、小齿轮转速为 1440r/min、大齿轮转速为 480 r/min， 齿数比为 3。（设工作寿命 10 年，每年工作 300 天） ，单班制。 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动 2）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7 级精度。 3）材料选择 由机械设计教材表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 28
13、0HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。 4）试选小齿轮齿数 =20，则 1 z 21 3 2060zuz 为齿数比。u 2、按齿面接触疲劳强度设计 计算公式： 。 1t d 3 2 1 2 2.92 (1 0.5) E FRR ZKT u （1） 、确定公式内的各计算值 1）试选载荷系数=1.8 1t k 2）小齿轮传递的转矩=28.05KN.Mm 1 T 3）取齿宽系数0.35R 4）查图 10-21（d）齿面硬度,得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限Hlim1 550Mpa Hlim2 5）查表 10-6
14、选取弹性影响系数=189.8 E Z 1 2 MPa 6）由教材公式 10-13 计算应力值环数 N =60n j =6014401（830010）=2.07310 h 11h L 9 N =604801（830010）=0.6910 h 2 9 7)查教材 10-19 图得：K=0.9 ； K=0.95。 12 8)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（10-12）得: =0.9650=585 H 1 S K HHN1lim1 MPa =0.95550=522.5 H 2 S K HHN2lim2 MPa （2）设计计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的
15、较小值得 H 1t d mm52.28 335.05.0135.0 28058.1 5.522 8.189 92.2 3 2 2 2）计算圆周速度 V 2.15m/s 100060 V 11 nd t 3）计算载荷系数 查表 10-2，得KA=1，根据 V=2.15m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数=1.1 v K 查图表（表 10-3）的注 1） ，得齿间载荷分布系数=1 HF KK 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表 10-9 得=1.25，则齿向载荷分布系数HbeK =1.5X1.25=1.875；FHKK 得载荷系数 =2.062 AVHH KK K KK 4）按实
16、际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 3 t t K dd K mm84.29 8.1 062.2 52.28 3 5）计算模数 M mm492.1 20 84.29 z d 1 1 m 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m 3 1 222 1 4 (1 0.5)1 FaSa F RR Y YKT zu （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 =2.062 AVFF KK K KK 2）计算当量齿数 =21.08（其中=） 1 1 v1 cos Z Z 1 2 1 d d arccot O 44.18 =189.68（其中） 2 2 v2 cos Z Z56.7190 12 3
17、）由教材表 10-5 查得齿形系数 758.2 1 F Y128.2 2 F Y 应力校正系数 561.1 1 S Y855.1 2 S Y 4) 由教材图 20-20c 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 aFE MP520 1 aFE MP400 2 5) 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K=0.83 K=0.85 1FN2FN 6) 计算弯曲疲劳许用应力参考教材 P206 取弯曲疲劳安全系数，得 1.4S = F 1a FEFN MP S K 28.308 4 . 1 52083 . 0 11 = F 2a FFFN MP S K 86.242 4 .
18、1 40085. 0 22 7) 计算大小齿轮的,并加以比较 F SaFaF Y 0139.0 28.308 561.1758.2 1 11 F SaFa FY 0162.0 86.242 855.1128.2 2 22 F SaFa FY 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. （2）设计计算 244.1 12035.05.0135.0 0162.028050062.24 3 2 2 2 3 m 取 m=1.5。 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 1.492 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 1.244，由于 齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决
19、定的承载能力，取决于齿轮直径。 按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m=1.5。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度 圆直径 d =29.84来计算应有的齿数. 计算齿数 z =19.89， 取 z =20 ，那么： 1 mm 1 5.1 84.29d1 m 1 z =320=60。 2 4、计算几何尺寸 （1） d =30 1 205.1 1 mz （2） d =90 2 605.1 2 mz （3） = 1 2 1 d d arccot O 44.18 （4） 56.7190 12 （5） mm08.67 2 13 d 2 1 dR 2 1 2 1 （6
20、） =23.47 圆整取mm ，小齿轮圆整后再加宽 5mm,=29mmRRb 24 b2 1 b 图（二）：小锥齿轮基本尺寸图 (二二)低速级齿轮传动的设计低速级齿轮传动的设计 已知输入功率为 4.02kw、小齿轮转速为=480r/min、齿数比为 4。 （设工作寿命 10 年，每年工作 300 天） ，单 2 n 班制。 1、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 （1）选定低速级齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 （GB10095-88） 。 （2）材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280H
21、BS，大齿轮 材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。 （3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数；根据教材 P214，初选螺旋角。22z388z4z 3414 2、按齿面接触疲劳强度计算 按下式设计计算 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数=1.6 t K 2）查教材图表（图 10-30）选取区域系数=2.44 H Z 3）查教材表 10-6 选取弹性影响系数=189.8 E Z 1 2 MPa 4）查教材图表（图 10-26）得 =0.765 =0.88 =1.645 1a 2a
22、 12aaa 5）由教材公式 10-13 计算应力值环数 N3=60n2j =604801（830010）=6.910 h h L 8 N4=60n j =601201（830010）=1.7210 h 3h L 8 6）查教材 10-19 图得：K=0.92 K=0.94 34 7）查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa Hlim3Hlim4 8）由教材表 10-7 查得齿宽系数=1 d 小齿轮传递的转矩： Nm n P T 98.79480/02.495509550 2 2 2 9）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（10-12）得: =0
23、.92650=598 H 3 S K HHN3lim3 MPa =0.94550=517 H 4 S K HHN4lim4 MPa 许用接触应力为 MPa HHH 5.5572/)( 43 （2）设计计算 1）按式计算小齿轮分度圆直径 3t d 2 2 3 3 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d =mm20.51) 5.557 8.18944.2 ( 4 5 645.11 799806.12 2 3 2）计算圆周速度1.286m/s 100060 V 23 nd t 3）计算齿宽 b 及模数 nt m b=1.5567=51.20mm d t d3 = nt mmm Z
24、d t 258.2 22 14cos20.51cos 3 3 4) 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h= =2.252.258=5.08 nt m25 . 2 mm = =10.08 h b 08.5 20.51 5) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X22tan=1.744 d 1 Z14 3 cos 6) 计算载荷系数 K 系数=1，根据 V=1.286m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数=1.08 A K v K 查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数=1.2 HF KK 由教材图表(表 10-4）查得=1.418 kH3 查教材图表（图 10-13
25、）得=1.32 kF3 所以载荷系数 =11.11.21.2=1.584 AVHH KK K KK 7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d =3 t t K dd K mm02.51 6.1 584.1 20.51 3 8) 计算模数 n m = n m25.2 22 14cos02.51cos 3 Z d 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式: n m) ( cos2 3 2 2 2 3 F SF ad YY Z YKT （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 =1.74 AVFF KK K KK 2）根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图 10-28）查得螺旋
26、影响系数=0.88 Y 3）计算当量齿数 =24.08 , =96.333v3ZZ cos 3 4 v4 z Z 4）查取齿形系数 查教材图表（表 10-5）=2.647 ， =2.187 YF3YF4 5）查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5）=1.581 ，=1.786 YS3YS4 6）查教材图（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 3FE =400MPa 。 4FE 7）查教材图（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 K=0.85 ,K=0.88 3FN4FN 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式得 FNF
27、E F K S =， = F 3 71.315 4.1 52085.0 33 S K FEFN F 4 43.251 4.1 40088.0 44 S K FEFN 9）计算小、大齿轮的，并加以比较 FS F Y Y ， 大齿轮的数值大.0133.0 71.315 581.1647.2 3 3 3 F SF YY 0155.0 43.251 786.1187.2 4 4 4 F SF YY 故选用之. （2）设计计算 1）计算模数 633.1 645.1221 0155.014cos88.07998074.12 2 2 3 n m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根
28、弯曲疲劳强度计算的法面模数 m ，由于 nn 齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直 径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =2，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的 n 分度圆直径 d =61.4来计算应有的齿数. 3 mm 2）计算齿数 z =24.75 取 z =25 ，那么 z =425=100 。 1 n m 14cos02.51 12 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=128.83 cos2 )( 43n mzz 14cos2 2)10025( mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋
29、角 =arccos 006.14 83.1282 210025 arccos 2 21 )( )m( n 因值改变不多,故参数,等不必修正. k h Z （3）计算小、大齿轮的分度圆直径 d =51.5 3 006.14cos 225 cos 3 n mz mm d =206.2 4 006.14cos 2100 cos 4 n mz mm （4）计算齿轮宽度 B=mmmmd5.515.511 1 取 ，小齿轮加宽 5，则 52 4 B57 3 B （5）根据机械设计第七版 10-8 节计算各参数尺寸为： 2.201；齿根圆直径2.210；齿顶圆直径2.206分度圆直径： ddd4 fa （6
30、）结构设计 设计时取小齿轮（齿轮 3）齿顶圆直径为 56mm ，采用实心结构；大齿轮（齿轮 4）齿顶圆直径为 210.2mm 采用腹板式结构其零件图如下： 图（三）:大圆柱斜齿轮工作图 六、六、 轴的设计轴的设计(轴的校核以轴的校核以 I、II 轴为例轴为例) (一一)输入轴（输入轴（I 轴轴)的设计的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 I P n T =4.23KW ，=1440r/min，= 1 P n T1 Nm05.28 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 mm75.24)35.0*5.01(30）5.01（ddR11m 则N d Ft m T 67.2266 75.24 280502 1