1、 0 / 47机械设计课程设计设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 汽车学院 院（系） 车辆工程 专业班级 学号 设计人 指导教师 完成日期 201 年 月 日1 / 47一、设计任务书（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目 4. 设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速
2、器。设计基础数据如下： 工作情况 载荷平稳鼓轮的扭矩 T（Nm） 810鼓轮的直径(mm) 360运输带速度 V（m/s） 0.85 带速允许偏差（%） 5使用期限（年） 5工作制度（班/日） 2总体布置：2 / 47设计任务（三）设计内容：1. 电动机的选择与运动参数设计计算；2. 斜齿轮传动设计计算；3. 轴的设计；4. 装配草图的绘制5. 键和联轴器的选择与校核；6. 滚动轴承的选择；7. 装配图、零件图的绘制；8. 设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计3、 第三阶段： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
3、 4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 3 / 47二 传动方案的拟订及说明设计计算：设计计算及说明 结果一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运动。（二）选择电动机，电动机类型选择根据电源及工作及工作条件，选用卧式封闭型 Y（IP44 ）系列三相交流异步电动机。，选择电动机容量1) 工作机所需功率 wPkTnPw825.39501.482) 传动装置总效率 4321式中， 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。21 、 由表 24 查得：滚动轴承 ；圆柱齿轮传动 ；弹性联轴器9.01 97
4、.02；滑动轴承 ，则 9.0364 .862.7.3321 3) 所需电动机功率 kwPwd4.862.054) 确定电动机额定功率 edP根据 ，由第二十章表 201 选取电动机额定功率de kwPed4，计算电动机转速可选范围并选择电动机型号为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速可选范围。由表21 查得二级圆柱齿轮传动比范围 ，则电动机可选转速608imin271 rnidkwpw825.3862.04.dpkwPed5.4 / 47可见同步转速为 750 ，1000 和 1500 的电动机均符合。min/rin/rmin/r进行比较选择，如下表：由表中数据可知三个方案均可行，但方案
5、2 传动比比较小，传动装置结构尺寸较小，而且质量合理。因此，可采用方案2，选定电动机型号为 Y132M2-6。， 电动机的技术数据和外形，安装尺寸。由表 201、表 202 查出 Y132M2-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。尺寸 D=38mm，中心高度 H=132mm，轴伸长 E=80mm。（三）计算传动装置总传动比和各级传动比，传动装置的总传动比 28.1.45960wmni，分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，故 ，现取 1.1，则215.ii的 传 动 比 为 ：两 级 齿 轮 减 速 器 高 速 级 83.42.11.ii则低速级齿轮传动比为 39.4.212i（四）
6、计算传动装置的运动参数，各轴的转速 n（r/min）减速器高速轴为 I 轴，中速轴为 II 轴，低速轴为 III 轴， mi/960Irnin/75.183.41I ri电动机转速（r/min）方案 电动机型号 额定功率（kw）同步 满载电动机质量 (kg)总传动比1 Y160M2-85.5 750 720 119 152 Y132M2-65.5 1000 960 84 203 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 30电动机型号为Y132M1-65 / 47min/28.4539.712I rin，各轴的输入功率按电动机额定功率 计算各轴输入功率，即edP； kWPed4.092
7、.401； 57.2； k.6.53 各轴的输入转矩 T（N）和输出转矩 T (kW)mnPTmdd 17.4960.950 3mNnPT 01.275.1984095 .6.汇总如下表：项目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III转速（r/min） 960 960 199 45功率（kW） 4.44 4.40 4.225 4.06转矩（N） 44.17 43.77 203.01 856.29传动比 1 4.83 4.39效率 0.992 0.96 0.966 / 47三：齿轮设计计算（一） 高速级齿轮的设计设计计算及说明 结果选定齿轮类型、精度、材料及齿数按图所示传动方案，选用斜
8、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)材料：由书表 10-1 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。两者材料硬度差 40HBS。初选小齿轮齿数 ：大齿轮齿数201z 6.983.420z初选取螺旋角 4按齿面接触强度设计 3211 )(2HEdtt ZuTK确定公式内各计算数值a) 试选 。6.tKb) 由资料 1 图 10-30 选取区域系数 43.2HZc) 由资料 1 图 10-26 查得；74.0184.025.196d) 由表 10-7 选取齿宽系数 de) 由
9、表 10-6 查得材料弹性影响系数 218.9MPaZEf) 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MPaH601lim PaH502limg) 应力循环次数： 9138.)052(191 hjLnN7 / 478106.283.4912iNh) 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 95.0,.21HNHNKi) 接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）MPaSHNH406.1lim1 K5.29502li2许用接触应力为 PaHH .31.421 计算a) 试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1 mdt
10、3.42)25.3894(8.62.104341 b) 计算圆周速度 smnvt /1.096.01c) 齿宽 b 及模数 ntd) dt 3.42.1mzmtnt 05.coscos1hnt 62.405.25.96.43be) 计算纵向重合度 59.14tan20138.tan18.0 zdf) 计算载荷系数 K8 / 47已知使用系数 ，根据 ，7 级精度，由图 10-8 得动载系数1AKsmv/13.2；由表 10-4 查得 ；.1V 40H由图 10-13 查得 5.F由表 10-3 查得 1HK故载荷系数 16.24.HVAg) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（1010a
11、）得 mKdtt 18.96.23.431 h) 计算模数 nm39.2014cos8.9cos1zdn按齿根弯曲强度设计 321cosFSadn YzKTm确定计算参数a) 计算载荷系数 08.24135.FVAb) 根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数65.1 8.0Yc) 计算当量齿数 9.24cos0331zV .167332zVd) 查取齿形系数：由表 10-5 查得 175.2,74.1FaFaY查取应力校核系数：由表 10-5 查得 96SSe) 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 8.0,.21FNFNKf) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极
12、限 ；大齿轮的MPaE519 / 47弯曲疲劳强度极限 MPaFE3802g) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（1012）得 aSKFENF 57.304.1511MPFEF 86.2.822 h) 计算大、小齿轮的 ，并加以比较FSaY0148.57.3069821FSaY632FSa大齿轮的数值大设计计算 mmn 94.106.58.1204cos.483 24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，取模数 ，已可满足弯曲强度。但为了同mn2时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计18.49d算
13、应有的齿数。于是由 86.2314cos8.9cos1 nmdz取 ，则 ，取 。241 9.5.12uz 162z，几何尺寸计算计算中心距，圆整为mzan 29.14cos2)6(cos2)(1 m14按圆整后的中心距修正螺旋角mn2241z6ma29.14103210 / 471032142)6(arcos2)(arcos1 mzn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ计算大、小齿轮的分度圆直径 mmzdn5.491032cos1n .*62计算齿轮齿宽 mdb5.49.1圆整后取 b,012大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算 dn5.325.491a mm141322chanf .
14、)(1df 235292 结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。(二)低速级齿轮设计计算选定齿轮类型、精度、材料及齿数按图所示传动方案，选用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)材料：由书表 10-1 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。两者材料硬度差 40HBS。初选小齿轮齿数 ：大齿轮齿数231z 1039.425z初选取螺旋角 4按齿面接触强度设计 3211 )(2HEdtt
15、 ZuTKmd5.49123mb5102da.31m42f5.111 / 47确定公式内各计算数值a) 试选 。0.2tKb) 由资料 1 图 10-30 选取区域系数 43.2HZc) 由资料 1 图 10-26 查得；78.018.026.1d) 由表 10-7 选取齿宽系数 de) 由表 10-6 查得材料弹性影响系数 218.9MPaZEf) 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MPaH601lim PaH502limg) 应力循环次数： 9138.)052(191 hjLnN8.39.408221ih) 由图 10-19 查得接触疲劳寿
16、命系数 5.0,.21HNHNKi) 接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）MPaSHNH4069.1lim1 K5.252li2许用接触应力为 PaHH .31.4021 计算a) 试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1 mdt 83.75)25.3894(.96.10592341 12 / 47b) 计算圆周速度 smndvt /79.01605.83.7160c) 齿宽 b 及模数 ntmd) dt 83.75.1mzmtnt 20.14coscos1hnt 3.720.52.3.7/8be) 计算纵向重合度 82.14tan2318.0tan1.
17、0 zdf) 计算载荷系数 K已知使用系数 ，根据 ，7 级精度，由图 10-8 得动载系数Asmv/6.；由表 10-4 查得 ；0.1VK351H由图 10-13 查得 .F由表 10-3 查得 4HK故载荷系数 04.235.10.HVAg) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（1010a）得 mKdtt 8.7624.83.7531 h) 计算模数 nm2.314cos38.76cos1zdn按齿根弯曲强度设计 321cosFSadn YzKTm确定计算参数13 / 47a) 计算载荷系数 89.135.40.1FVAKb) 根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数
18、82.1 8.0Yc) 计算当量齿数 .54cos331zV 7.109332zVd) 查取齿形系数：由表 10-5 查得 16.265.1FaFaY查取应力校核系数：由表 10-5 查得 795,SSe) 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 8.0.21FNFNKf) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的MPaE1弯曲疲劳强度极限 MPaFE3802g) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（1012）得 aSKFENF 57.304.1511MPFEF 86.2.822 h) 计算大、小齿轮的 ，并加以比较FSaY01376.5.30962
19、1FSaY24.8.2FSa大齿轮的数值大设计计算 mmn 27.0163.6.1234cos805.9.13 24 14 / 47对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲nm劳强度计算的法面模数，取模数 ，已可满足弯曲强度。但为了mn5.2同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来17.6d计算应有的齿数。于是由 64.295.1cos3876cos1 nmdz取 ，则 。01 7.3012uz，几何尺寸计算计算中心距，圆整为mzan 70.2814cos25.)3(cos2)(1 m209按圆整后的中心距修正螺旋角 37142095.)3(ars)(
20、ars21 mzn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ计算大、小齿轮的分度圆直径 mmzdn 3.7194cos5.2301n.0.2计算齿轮齿宽 mdb3.7.1圆整后取 b85,012大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算 dn3.2.3.71a mm14514022chanf 0.7)(1df 83232 mn5.2301z2ma7.2083194md3.71402mb85102da3.1m452f0.71df83215 / 47五 轴的结构设计计算为使中间轴所受的轴向力小，则中间轴的两个齿轮的旋向和各轴的受力如图：高速轴中间轴16 / 47低速轴（一）高速轴的结构设计1、求输入轴上
21、的功率 P1、转速 n1 和转矩 T1mN4370Tin/r96nkW.P12、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 m5.49d1则 N8.765.49302dF1t 06.213costan2.8costanr 75.40t06.2tFa圆周力 ，径向力 及轴向力 的方向如图所示。trFa3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 40Cr 调质处理。根据资料 1 表 15-3，取 ，于是12A0得17 / 47m60.1894.2nPAd3310min 轴上有单个键槽，轴径应增加 5 所以 , 圆整取 %.8.inm20din输入轴的最小直径显然是安装联轴器直径 dVII-VI
22、II。为了使所选的轴直径 dVII-VIII 与联轴器孔径相适应，故同时确定联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查表 14-1，取1TKAca5.1AK。mNTca 6.57.431按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB5272-85，ca选用选取 ML4 型的梅花弹性联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的mN140孔径 ，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度d251L62。mL4根据要求，进行结构设计，如图。用滚动轴承 7206C， ，再加上套筒B16的长度，取 。 。 为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴21md30L肩的作用，齿轮轴的 ，故取 ， 。VII-f5.498dm32VI
23、II 段为最细段，和联轴器配合，所以取 。为,4VI 5VI了轴承端盖的装拆方便的要求，故取 ，又因为 VI-VII 段还起轴肩mL53的作用，故取 。根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，md28V取 ，考虑到右端轴承处的 ，取 。图L5.10VI d0V md40VI中未标圆角处取 。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。18 / 47（3）键的选择根据机械设计课程设计表 14-1 查得 VII-VII 处的键的代号为 键 C832GB1096-79（8732） 。（二）中间轴的设计 1已知该轴的功率 ，转速 ，转矩2P2n2T=4.225KW， =198.75r/min , =2.0
24、301 N mm ，2P 5102. 求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 md.2391NdTFt .6981.230ntr 7.5cosaNFta8.40该轴上小齿轮的分度圆直径为 md3.72NdTFt 5.3.7201ntr .9cosaNFta48.133、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 40cr 调质处理。根据表 15-3，取 ，于是得105cmnPCd03.175.9824133mi 中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为 7307AC 取 d=35mm，尺寸外形为 35mm80mm21mm,其余尺寸见图。dDB19 / 474轴的
25、结构设计安装大齿轮处的键型号为 键 10 36GB1096-79安装小齿轮处的键型号为 键 10 70GB1096-79轴上零件装配方案和尺寸如图根据要求，进行结构设计，如图。轴最细处为 I-II 段，装滚动轴承，选取 ，轴承型号 7207C BG292-83。轴承 。为了使套md35 mB17筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 ，LI84。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取7 dh0.。右端装轴承处 V-VI 段同 I-II 段结构相似，取 。h4 35V初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度，油沟宽度等距离，取 。图中未标圆角处取 ，与滚动轴承配合处mL2
26、6V mr6.1圆角 。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。r1（三）低速轴的设计1已知该轴的功率 ，转速 ，转矩3P3n3T=4.06KW， =45.28/ r/min , =856290N mm ，3P 2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为 md1.3401NdTFt 52.1.340856292ntr .cosaNFta06.1283、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢调质处理。根据表 15-3，取 ，于是得12c20 / 47。mnPCd129.508.461233mi 安装两个键槽增大直径 7，得 dmin取 d54min此轴的最小直径是与联轴器配合处的直
27、径，选取联轴器（同前面的方法一样）的型号为 HL5 的弹性柱销联轴器（HL5 联轴器55142GB5014-85） ，主动端 d=55mm,长 L=142mm，与联轴器配合处轴长 L1=107mm。查机械设计课程设计表 15-6，选择轴承代号为 7211C 的深沟球轴承，尺寸外形为 2105BDd4轴的结构设计安装大齿轮的键型号为 键 18 65GB1096-97安装联轴器处的键为 键 16 125GB1096-97轴上零件装配方案和尺寸如图如图。由之前联轴器选择所知，轴最细处为 I-II 段，装半联轴器，选取，半联轴器与轴配合的毂孔长度 ，为了保证轴端挡圈只压md54 mL142在半联轴器上
28、而不压在轴的端面上，故 I-II 段的长度应比 略短一些，现取。初步选定滚动轴承，选取 7212C，故 ，又L12 mdV5因为轴承 ，为了使轴承端盖更可靠地压紧轴承，此轴段应略短于 ，故B B取 。为了轴承端盖的装拆方便，故取 ，又因为 VII-V L49VVIII 段还起轴肩的作用，故取 。IV-V 段起左端轴承的轴肩作用，顾md58V取 。VI-VII 段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为md67，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取b80， 。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，LVd65V dh07.故取 ，则轴环处的直径 ，轴环宽度 ，取h570Vb4.1
29、。初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度，油沟1021 / 47宽度等距离，取 。因为要和低速级小齿轮相精确啮合，由中速轴的mL34V结构设计可确定 ， 。图中未标圆角处取 ，与6d67V mr2滚动轴承配合处圆角 。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。r.1五.轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷1.高速轴的校核1） ，高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: 22 / 47NdTFt 48.17621Fntr 06.2cosaNta75.4水平面上受力分析 L= 182mmmNFMLNHttNH57.6482.139.4621 mNMFLVHavvNV
30、arrV 87.0243615.84362.5*.0922112121将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F =446.98N1N=1321.5N2HNFN4.109V6252弯矩 M m57.648 mMV1.48321总弯矩 N87.0436521扭矩 T T.23 / 472）.弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取 ,0.633.1082.mdW轴的计算应力为 MPaTca7.6)(232轴的材料为 40cr，调质处理。由 表 15-1 查得 。70MPa1-因此 ，故安全。1-ca3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知截
31、面弯矩较大，仅次于 III，且截面受扭，III 截面不受扭，故确定截面为危险截面。 截面左侧 3374.128.0mdWMPaTwbT80.16.5轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：PaB203571有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 查得：38.24 / 47又由附图 3-1 查得： 2047.1)(19686.02qk由附图 3-2，3-3 得：75.02轴按磨削加工，由附图 3-4 查得：91. 轴未经表面处理，即： 31.025-7052.1kK463.-q章 得 ：章 、又 由 47.1298.1maKS 5.139.2SSCA因此该截面的强度
32、是足够的。 截面右侧 336401.mdWMPaTwbT42.397.8轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：25 / 47MPaB203571有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 查得：698.又由附图 3-1 查得： 603.1)(19.02qk由附图 3-2，3-3 得：72.0轴按磨削加工，由附图 3-4 查得：91. 轴未经表面处理，即： 31.025-3215.kK8.-q章 得 ：章 、又 由 65.14.1maKS .19.82SSCA因此该截面的强度是足够的。高速轴强度满足要求26 / 472.中间轴的校核1） ，中间轴的弯扭组合强度的校核分
33、析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: MHMVMT NdFt 12.6981ntr 7.35cosa1NFta81.401dTt 52.227 / 47NFntr 13.97cosa2ta48.2L=182 mNFMLFNHttttNH 84.1567. 353.629.5.4.101221 mNMF NLMFVHavvNV arar rrV 75.16239.075245.99.234.3.685.702221121212 21将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2）.弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取 ,0.633.5061.mdW轴的计算应力为载荷 水平面 H 垂直
34、面 V支反力 F =2466.29N1N=4484.35N2HNFNV85.371924弯矩 M m84.567 mMV31.7021总弯矩 N5.63921扭矩 T T.28 / 47MPaWTMca 072.3)(22轴的材料为 40cr，调质处理。由 表 15-1 查得 。70MPa1-因此 ，故安全。1-ca3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知 III 截面弯矩较大，且 III 面受扭，II 截面不受扭，故确定 III 截面为危险截面。 截面左侧 33.5061.mdWMPaTwbT05.27.轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：PaB203571初选 H7/k6 配合，由附表 3-8 得：9.15.k轴按磨削加工，由附图 3-4 查得：.0 轴未经表面处理，即：29 / 4731.025-0.1kK6.2-q章 得 ：章 、又 由 37.912.41maKS 5.18.2SSCA因此该截面的强度是足够的。 截面右侧 335.167.0mdWMPaTwbT10.6.2轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：PaB203571有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 查得：8.又由附图 3-1 查得： 73.1)(10629.0qk由附图 3-2，3-3 得：
