机械设计基础(二级减速器)课程设计

机械设计基础课程设计
设计课题：二级圆柱直齿轮减速器
学号：310904030418
姓名：廖翔
专业班级：热能0904
指导教师：杨现卿
2012年1月13日
课程设计说明书
年级专业热能0904 学生姓名廖翔学号310904030418
题目名称带式传输机的传动装置设计设计时间第17周～20周
课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点二号教学楼的二楼
一、课程设计目的
1.1 综合运用所学知识，进行设计实践，巩固、加深和扩展。

1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力，为以后的学习打基础。

1.3 进行工程师的基本技能训练，计算、绘图、运用资料。

二、已知技术参数和条件
2.1技术参数：
输送带的牵引力：1800N
输送带速度：2.0m/s
卷筒直径：290mm
工作年限：10年
2.2工作条件：
每日两班制工作，8h/班，大修期3年，每年300个工作日，输送带速度允许误差为±5%。

三、任务和要求
3.1 绘制二级直齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；
3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；
3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。

3.4 图纸装订、说明书装订并装袋；
四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）
4.1 《机械设计基础》教材
4.2 《机械设计课程设计》
4.3 减速器实物；
4.4 其他相关书籍
五、进度安排
指导教师（签字）：学生（签字）：
注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；
2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。

目录
1 、系统总体方案设计 - 1 -
1.1 电动机选择 - 1 -
1.2 传动装置运动及动力参数计算 - 1 -
2、传动零件的设计计算 - 3 -
2.1 高速级齿轮的设计 - 3 -
2.2 低速级齿轮的设计 - 6 -
3、轴的设计 - 9 -
3.1高速轴设计 - 9 -
3.2中间轴设计 - 11 -
4.键的设计与校核 - 17 -
4.1高速轴上键的设计与校核 - 17 -
4.2中间轴上键的设计与校核 - 17 -
4.3低速轴上键的设计与校核 - 17 -
5.滚动轴承的校核 - 19 -
5.1计算高速轴的轴承 - 19 -
5.2计算中间轴的轴承 - 19 -
5.3计算低速轴的轴承 - 20 -
6.箱体的设计及各部位附属零件的设计 - 21 - 6.1铸造减速箱体主要结构尺寸 - 21 -
6.2各部位附属零件的设计 - 22 -
6.3润滑方式的确定 - 23 -
1 、系统总体方案设计
1.1 电动机选择
（1）选择电动机的类型和结构
因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35℃，因此可选用Y 系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。

而且结构简单、价格低廉。

（2）确定电动机功率和型号
运输带机构输出的功率：
传动系得总的效率:
电动机所需的功率为：
由题意知，选择Y132S1-4比较合理，额定功率
=5.5kw,满载转速1440r/min.。

1.2 传动装置运动及动力参数计算
（1）各传动比的计算
卷筒的转速
总传动比:
则减速器的传动比为：
高速级齿轮传动比：
；
低速级圆柱齿轮传动比:
（2）各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。

高速轴
中间轴
低速轴
滚动轴
（3）各轴的输入功率（kw）
高速轴
中间轴
低速轴
滚动轴
（4）各轴输入扭矩的计算（
）
高速轴
中间轴
低速轴
滚动轴
将以上算得的运动和动力参数列表如下：
项目电动机轴高速轴I 中间轴II 低速轴III 滚动轴
转速（r/min）1440 1440 416.2 131.7 131.7
功率（kW） 5.5 5.445 5.283 5.126 5.024
转矩（N·m）36.48 36.11 121.22 371.7 364.3
传动比 1 ： 3.46 ： 3.16 ： 1
效率0.99 0.97 0.97 0.98
2、传动零件的设计计算
因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。

对于两级传动的齿轮可设计为：
运输机要求的速度为2m/s，速度不高，故选用7级精度的直齿轮。

材料的选择：选择两个小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，两个大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2.1 高速级齿轮的设计
2.1.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为
，取。

精度选为7级。

2.1.2按齿面接触强度设计
按式（10—21）试算，即
≥
（1）确定公式内的各计算数值
①试选K＝1.49
②计算小齿轮传递的转矩。

③选取尺宽系数φd＝1
④弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
⑤按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限
K＝1.49 =4.15
＝1.0
＝1.0
=3.26m/s
m=2
=22
MPa；
6 计算应力循环次数
＝60n1jLh＝60
1440
1
（2
8
300
10）＝4.15
⑦接触疲劳寿命系数查得接触疲劳寿命系数: ＝1.0；
＝1.0
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，得
＝1.0×800MPa＝800MPa =76
a=98mm =44mm
=152mm
b=44mm =1.19
=1.42m/s
b=65.2mm
m=2.72
h=6.1
＝1.0×560MPa＝560MPa
（2）计算
①试算小齿轮分度圆直径，代入
中较小的值。

≥
=43.2
②计算圆周速度
=
=
=3.26m/s
③计算齿宽b
b=φd
=1×43.1mm=43.2 mm
④计算齿宽与齿高之比
m=2.5 =26
=82
=65mm
=205mm
a=135mm
模数 m=
=
=2.16mm
齿高h=2.25m=2.25×2.16mm=4.86mm
2.1.3按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)
m≥
③计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4
=470Mpa
=343Mpa
⑦计算大、小齿轮的并
加以比较
=0.00735
=0.00903
大齿轮的数值大。

(2)设计计算
m≥
=2
对结果进行处理取m=2 =
/m=43.2/2≈22
大齿轮齿数，
=
=3.46
22=76.12 取
=76
2.1.4几何尺寸计算
(1)计算中心距
a=(
+
)/2=(22+76)/2=98mm，
(2)计算大、小齿轮的分度圆直径
=
m=22
2=44mm
=
m=76
2 =152mm
(3)计算齿轮宽度
b=φd
=44mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm
2.1.5小结
b h
l=6
6
45
b h
l=10 8
32
b h
l=10 8
63
b h
l=16
实际传动比为：
误差为：
由此设计有
模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮 2 44 50 22 大齿轮 2 152 44 76
2.2 低速级齿轮的设计
2.2.1试选小齿轮齿数
，大齿轮齿数为
，取76。

3.2.2按齿面接触强度设计
≥
（1）确定公式内的各计算数值
①试选K＝1.49 56
b
h
l=14
9
100
T=48000h
②计算小齿轮传递的转矩。

③选取齿宽系数φd＝1
④查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
⑤按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限
MPa；
⑥计算应力循环次数
＝60
jLh＝60
416.2
1
（2
8
300
10）＝1.19
⑦接触疲劳寿命系数查得接触疲劳寿命系数: ＝1.0；
＝1.0
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1
＝1×800MPa＝800MPa
＝1×560MPa＝560MPa
（2）计算
①试算小齿轮分度圆直径
≥
=
=65.2mm
2 计算圆周速度
v=
=
=1.42m/s
3 计算齿宽b
b=φd
=1×65.2mm=65.2mm
④计算齿高与齿高之比
m=
=
=2.72
h=2.25m=2.25×2.72mm=6.1mm
2.2.3按齿根弯曲强度设计
m≥
③计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4
=470Mpa
=343Mpa
6 查取齿形系数
7 计算大、小齿轮的并加以比较
=
=0.0042
=
=0.00903
大齿轮的数值大。

（2）设计计算
m≥
=
=1.782
对结果进行处理取m=2.5
=
/m=65.2/2.5≈26
大齿轮齿数，
=
=3.16
26=82.16
=82
2.2.4几何尺寸计算
（1）计算大、小齿轮的分度圆直径=
m=26
2.5=65mm
=
m=82
2.5=205mm
（2）计算中心距
a=(
+
)/2=(26+82)/2=135mm
（3）计算齿轮宽度
b=φd
=65mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm
2.2.5小结
实际传动比为：
误差为：
<5%
由此设计有
模数分度圆直径齿宽齿数
小齿轮 2.5 65 70 26 大齿轮 2.5 205 65 82
3、轴的设计
3.1高速轴设计
（1）材料：选用45号钢调质处理，取
=35Mpa，A=110
（2）各轴段直径的确定
因为轴直径与齿轮齿根圆直径相差不大，所以轴一选为齿轮轴。

由
，P=5.445kw,则
初选轴承6306，其内径为30mm，所以取，
；左起第二段为轴肩，
，
；第三段
，
；第四段为空载部分
，
；第五段装轴承，
，
；第六段为过渡部分，
，
；第七段为输入端，
，。

端盖的总宽为40mm。

（3）校核该轴
=45.5mm，
=152.5mm，
作用在齿轮上的圆周力为：N
m
圆周力：
径向力：
①求垂直面的支承反力：
②求水平面的支承反力：
由
得
N
N
③绘制垂直面弯矩图
④绘制水平面弯矩图
⑤求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把
直接相加
⑥求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取脉动循环系数）
⑦计算危险截面处轴的应力
因为材料选择45号调质，得
，许用弯曲应力
，。

＜60Mpa
所以该轴是安全的
（4）弯矩及轴的受力分析图如下：
3.2中间轴设计
（1）材料：选用45号钢调质处理，取=35Mpa，A=110
（2）各轴段直径的确定：
由
, p=5.283,n=416.2则
mm,
选用6006轴承，第一段为装轴承和挡圈部分，，
；第二段装一级大齿轮，
，
；第三段为轴环，
，
；第四段装二级小齿轮，
，
；第五段装挡圈和轴承，
，。

（3）校核该轴
，
，
作用在2、3齿轮上的圆周力：
径向力：
①求垂直面的支反力
②计算垂直弯矩：
③求水平面的支承力：
④计算、绘制水平面弯矩图：
⑤求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取脉动循环系数）
⑥计算危险截面处轴的直径：
n-n截面:
m-m截面:
由于
>d，所以该轴是安全的。

（4）弯矩及轴的受力分析图如下
3.3低速轴设计：
（1）材料：选用45号钢调质处理，取=35Mpa，A=110
（2）各轴段直径的确定：
由
, 则。

右端第一段装轴承和挡圈，
，
；第二段装齿轮，
，
；第三段为轴环，
，
；第四段为过渡段，
，
；第五段装轴承，
，
；第六段为过渡段，
，
；第七段装联轴器，
，。

（3）校核该轴
，
作用在齿轮上的圆周力为：
径向力为
①求垂直面的支承反力：
②求水平面的支承反力：
N
③绘制垂直面弯矩图
④绘制水平面弯矩图
⑤求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把
直接相加
⑥求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取脉动循环系数
⑦计算危险截面处轴的直径
因为材料选择45号钢调质处理，查得，许用弯曲应力
，则：
因为
>d，所以该轴是安全的。

(4)弯矩及轴的受力分析图如下：4.键的设计与校核
选择A型普通键
=120~150
4.1高速轴上键的设计与校核
与联轴器联接的
键
由d=22mm，选b×h=6×6，取L =45mm
则工作长度 l=L-b=39 k=0.5h=3
所以强度
所以所选键为: b
h
l=6
6
45
4.2中间轴上键的设计与校核
(1) 与大齿轮联接的键
已知d=34，
，取b
h=10
8 L=32
则：l=22 k=4根据挤压强度条件，键的校核为：
所以所选键为:b
h
l=10
8
32
(2)与小齿轮联接的键
已知d=34，
,参考教材，取b
h=10
8 L=63
则l=53 k=4
所以所选键为:b
h
l=10
8
63
4.3低速轴上键的设计与校核
(1)与齿轮联接的键
已知
=54mm，
=371.7参考教材，取b
h=16
10 L=56
则l=40 k=5,根据挤压强度条件，键的校核为：
所以所选键为:b
h
l=16
10
56
(2) 与联轴器联接的键
已知
，
参考教材，取b
h=14
9 L=100
则l=86 k=4.5
根据挤压强度条件，键的校核为：
所以所选键为:b
h
l=14
9
100
5.滚动轴承的校核
5.1计算高速轴的轴承
(1)已知
两轴承径向反力：
(2)
=1.2~1.8，有轻微冲击，则取=1.2。

初步计算当量动载荷P，
P=
=1.2
1279.6=1535.5N
计算轴承6306的寿命：
额定寿命T=2
8
300
10h=48000h
查表得C=17000N
>48000h
故可以选用
5.2计算中间轴的轴承
（1）已知
两轴承径向反力：
（2）初步计算当量动载荷P，根据P=
=
，取
=1.2。

所以P=1.2
2405.9=2887.1N
计算轴承6006的寿命：
>48000h
故可以选用。

5.3计算低速轴的轴承
（1）已知
两轴承径向反力：
（2）初步计算当量动载荷P，根据P=
=1.2~1.8，取
=1.2。

所以P=1.2
2718.9=3262.6N
计算轴承6210的寿命：
>48000h
故可以选用。

6.箱体的设计及各部位附属零件的设计
箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。

箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消
耗、重量及成本等有很大的影响。

箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。

所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。

箱体选用灰铸铁HT400—18，
，布氏硬度。

6.1铸造减速箱体主要结构尺寸
名称符号尺寸关系取值
箱座壁厚10mm 箱盖壁厚10mm 箱盖凸缘厚度12mm 箱座凸缘厚度12mm 箱座底凸缘厚度20mm 地脚螺钉直径16mm 地脚螺钉数目a<250mm 6
轴承旁联接螺栓直径12mm 盖与座联接螺栓直径10mm 视孔盖螺钉直径6mm
定位销直径8mm
至直外箱壁距离 e 查手册16mm
至凸缘边
e 查手册14mm 缘距离
轴承旁凸台半径14mm 凸台高度——30mm 外箱壁至轴承座端面距离2e+（5~10）40mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离32mm 箱盖\箱座肋厚m m=10mm
轴承端盖外径120㎜ 85mm102mm
6.2各部位附属零件的设计
⑴窥视孔盖与窥视孔：
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。

以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.
⑵放油螺塞
放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。

⑶油标
油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。

⑷通气器
减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。

⑸启盖螺钉
为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。

在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。

在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖。

对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整。

⑹定位销
为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度
方向两端各安置一个圆锥定位销。

两销相距尽量远些，以提高定位精度。

如机体是对称的,销孔位置不应对称布置。

⑺环首螺钉、吊环和吊钩
为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上
铸出吊钩。

⑻调整垫片
用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。

（9）密封装置
在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体
内。

6.3润滑方式的确定
传动零件的润滑采用浸油润滑。

因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于
，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度
设计总结
在老师的指导以及本组各位同学的讨论下，用三周的时间设计完成了本课题——带式输送机传动装置，该装置具有以下特点及优点：
（1）能满足所需的传动比
齿轮传动能实现稳定的传动比。

（2）选用的齿轮满足强度刚度要求
由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强
度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。

（3）轴具有足够的强度及刚度
由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形
时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。

（4）箱体设计的得体
设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。

（5）加工工艺性能好
设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。

此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。

由于时间紧迫，所以这次设计存在一定缺点，比如说箱体结构庞大，重量大，齿轮的计算不够精确等。

但是，我坚信：这次的亲身设计，为我以后设计结构更紧凑，传动更稳定精确的设备奠定了坚实的基础。

参考文献
[1] 任济生唐道武马克新主编《机械设计课程设计》中国矿业大学出版社，2008。

[2] 杨现卿主编《机械设计基础》第一版中国电力出版社，2010。

[3] 白聿钦侯守明莫亚林主编《工程图学》中国电力出版社 ,2006
[4] 邓文英郭晓鹏主编《金属工艺学》第五版高等教育出版社。