1、1机械设计课程设计计算说明书院 系 工学院 班 级 机制 093 姓 名 余涛 学 号 20095018 指导老师 康丽春 江 西 农 业 大 学2012 年 05 月 25 日2目 录一、设计任务书 3二、电动机的选择 4三、传动件设计（齿轮） 7四、轴的设计 15五、滚动轴承校核 21六、连接设计 22七、减速器润滑及密封 23八、减速机箱体与附件 24九、设计总结25十、参考资料 25一、设计任务书设计题目 4：设计一用于带式运输机的两级斜齿园柱齿轮减速器1、传动简图2、工作条件工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ，减速器小批量生产，使用寿命五年。3、原
2、始数据题号参数I-7运输带工作拉力 F/KN 2.3运输带工作速度 v/(m/s) 1.00卷筒直径 D/mm 3604二、电动机的选择1、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用 Y 系列封闭式三相异步电动机。2、功率选择(1)工作机主轴所需功率 wP；kwFv3.2103(2)电动机所需功率 d从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为: 242齿 轮轴 承联 轴 器卷 筒 查2表 11-9：联轴器传动效率（2 个） ，9.0联 轴 器轴承传动效率 （4 对） ，8轴 承齿轮传动效率（7 级 2 对） ，7.齿 轮滚筒传动效率（1 个） ，950卷 筒则： ，898.0.95024
3、2；kwPw53d3、转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为： min/53106rdvnw按表 15.1 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比 =840,所以电动机i的可选范围为： in/)2104(53)08( rinwd综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，决定采用同步转速为 1000r/min 的电动机。5根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为 Y132S-6。其主要性能如表 2.1 所示。 表 2.1 Y132S-6 型电动机的主要性能满载时型号额定功率kW转速 minr电流 A(380V)效率功率因数额定转矩
4、Nm质量 kgY132S-6 3 960 7.2 83 0.8 2.2 664、传动比分配（1）传动装置总传动比： 1.853960wdni（2）高速级传动比： 82.41.85.133 iCih（3）低速级传动比： 76.82.4hli5、计算传动系统运动和动力参数（1）各轴的转速：1 轴 ,min/9601rnd2 轴 ，2.18.412i3 轴 ，in/0.5323rin6卷筒 min/53rn卷 筒（2）各轴的输出功率：1 轴 ，kwPd 82.9.0821 联 轴 器2 轴 ，6.72齿 轮轴 承3 轴 ，k5.6.3齿 轮轴 承卷筒 ；wP4.290852联 轴 器轴 承卷 筒 (
5、3) 各轴转矩0 轴 ，mNnTdd .960.9501 轴 ，P1.28.112 轴 ，mNnT596509223 轴 ，P.4.333卷筒 ；mNnT1.572950卷 筒卷 筒卷 筒表 2.2 各轴运动及动力参数：轴名 功率 PkW转矩 ()T转速 (in)r电机轴 2.85 28.4 9601 轴 2.82 28.1 9602 轴 2.68 128.5 199.23 轴 2.55 459.5 53卷筒轴 2.47 445.1 537三、传动零件设计（齿轮）1、高速级齿轮传动设计1.选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮 1 选用 40Cr，热处理为调质硬度为 280HB，软齿
6、面。大齿轮 2 选用 45 钢，热处理为调质硬度为 240HB，软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。3）选小齿轮齿数 z1=20,大齿轮齿数 z2=4.82*21=101.2 z2 取 1004）选取螺旋角 。=1602按齿面接触疲劳强度设计 31 )(1HEdtt ZuK（1）确定公式内各计算数值试选 ，6.t1)由【图】10-30 选取区域系数 ZH=2.433.2)由【图】10-26 查得 =0.74， =0.88， = =1.62.1 2 1 2小齿轮传递的转矩 T1 =2.81104N。3)按 【表】10-7 选取齿宽系数 =14)由文献【1】表 10-6
7、 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MP125)由【图】10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 =600MPa；大齿1轮接触疲劳强度极限 =550MPa26)由【式】10-13 计算应力循环次数N1=60n1jLh=609601(283005)=1.382109N2= N1/i=2.8681087)按【图】10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90,KHN2=0.95.8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【1】式（10-12）得8MPaSKHN54069.01lim1 H .2.2li2 PaH5.31.54021 （2）计算计算小齿轮
8、分度圆直径 mZKTdHEdt 37)25.31894(8.562.10)(134321 计算圆周速度 smnvt /8.106937106计算齿宽 b 及模数 mnt。b= d1t=137=37 ztnt 69.12cos37cs1mmhnt 8052.74.980.3/b计算纵向重合度 。=0.318 Z1 =0.318121 160=1.9 tan 计算载荷系数 K已知使用系数 KA=1.25, 根据 v=1.69m/s,7 级精度，由 【图】10-8 查得动载系数KV=1.06,由【表】10-4 查得 1.309,由【图】10-13 查得 =1.26.由【表】10-3= 查得 =1.2
9、。故载荷系数=K=KAKV =1.251.061.21.309=2.08按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由【式】10-10a 得mdtt 38.406.123719计算模数 mn mzd85.126cos38.40cos13.齿根弯曲疲劳强度验算mn32KT1Y COS2dZ21 （1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKV =1.251.061.21.26=22）根据纵向重合度 =1.9，从【图】10-28 查得螺旋角影响系数 =0.88 Y3）计算当量齿数。 74.2316cos331zv 0.332zv4）查取齿形系数由【表】10-5 查得 YFa1=2.76；Y Fa2=2.1
10、85）查取应力校正系数。由【表】10-5 查得 YSa1=1.56；Y Sa2=1.79由【图】10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限1=380MPa。2由【图】10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85,KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由文献【1】式（10-12）得： MPaSKFENF 57.304.85011 FEF 86.2.226）计算大小齿轮的 并加以比较。FSaY100142.57.3621FSaY3.8.92FSa大齿轮的数值大。（2）设计计算 mmn 75.1063.62.1cos08.
11、234对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.0，已可满足弯曲强度。但为了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 d1=40.38来计算应有齿数。于是由38.1926cos38.40cos1 nz取 Z1=20，Z 2=uZ1=4.8220=964.几何尺寸计算（1）计算中心距mmzan8.126cos2)970(cos2)(1 将中心距圆整为 122mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角5.162)(arcos1mzn因 值改变不多，故参数 、Z H 等不必修正。 、 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 mmzdn
12、7.415.6cos201n392(4)计算齿轮宽度11mdb7.41圆整后 B2=42,B 1=47 2、低速级齿轮传动设计1.选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮 1 选用 40Cr，热处理为调质硬度为 280HB，软齿面。大齿轮 2 选用 45 钢，热处理为调质硬度为 240HB，软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。3）选小齿轮齿数 z1=31,大齿轮齿数 z2=3.76*30=116.6 z2 取 1174）选取螺旋角 。=1602按齿面接触疲劳强度设计 31)(HEdtt ZuK（1）确定公式内各计算数值试选 ，6.1t1)由【图】10-30
13、选取区域系数 ZH=2.433.2)由【图】10-26 查得 =0.78， =0.90， = =1.68.1 2 1 2小齿轮传递的转矩 T1 =128.5Nm。3)按【表】10-7 选取齿宽系数 =14)由【表】10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 21MPa5)由【图】10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 =600MPa；大齿1轮接触疲劳强度极限 =550MPa26)由【式】10-13 计算应力循环次数N1=60n1jLh=2.868108N2= N1/i=7.6261077)按【图】10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95,KHN2=0.98.8)计
14、算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【1】式（10-12）得12MPaSKHN57069.1lim1382li2HH.41（2）计算计算小齿轮分度圆直径 mZKTdHEt 60)5.481932(76.8.10562)(123 231 计算圆周速度 smnvt /625.0169106计算齿宽 b 及模数 mnt。b= d1t=160=60 ztnt 86.13cos601ht 4.25.8.4/b计算纵向重合度 。=0.318 Z1 =0.318131 160=2.83 tan 计算载荷系数 K已知使用系数 KA=1.25, 根据 v=0.625m/s,7 级精度，
15、由 【图】10-8 查得动载系数KV=1.03,由【表】10-4 查得 1.312,由【图】10-13 查得 =1.30.由【表】10-3= 查得 =1.2。故载荷系数=K=KAKV =1.251.031.21.312=2.03按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由【式】10-10a 得mdt 65.103231计算模数 mnz.cos13.齿根弯曲疲劳强度验算13mn32KT1Y COS2dZ21 （1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKV =1.251.031.21.30=2.012）根据纵向重合度 =2.83，从【图】10-28 查得螺旋角影响系数 =0.86 Y3）计算当量齿数。
16、 04.3516cos31zv 2724）查取齿形系数由【表】10-5 查得 YFa1=2.52；Y Fa2=2.145）查取应力校正系数。由【表】10-5 查得 YSa1=1.65；Y Sa2=1.83由【图】10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限1=380MPa。2由【图】10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88,KFN2=0.92计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：MPaSKFENF29.34.508117226）计算大小齿轮的 并加以比较。FSaY0132.9.46521FSaY782
17、大齿轮的数值大。（2）设计计算 mmn 712.05.68.13cos025.3214对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.0，已可满足弯曲强度。但为了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 d1=40.38来计算应有齿数。于是由2.316cos51nz取 Z1=31，Z 2=uZ1=3.7631=1174.几何尺寸计算（1）计算中心距mmzan17.546cos2)31(cs)(1将中心距圆整为 155mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角3.172)(arcos1zn因 值改变不多，故参数 、Z H 等不必
18、修正。 、 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 mzdn3.6517cos124.2(4)计算齿轮宽度db3.651圆整后 B2=65,B 1=70 3、传动齿轮主要参数表高速级 低速级齿数 z 20 97 31 117中心距 a(mm) 122 155模数 m(mm) 2 2齿宽 b(mm) 47 42 70 65分度圆直径 d(mm) 41.7 202.3 65.3 246.3四、轴的设计151、高速轴 1 的设计1. 总结以上的数据。功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 螺旋角 压力角2.82Kw 28.1Nm 960r/min 41.7mm 16.5 202. 求作用在齿轮上的力NdTFt 7
19、.1347.40821tr 56cos2tancsanNFta .391t7343. 初步确定轴的直径先【式】15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据【表】15-3 选取 =112。于是有:0AmnPd1630min此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4 . 联轴器的型号的选取查【表】14-1,取 =1.3 则； AK mNTKac 53.6108.2341按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003（见表28-2 ） ，
20、选用 LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=19(mm) ，固取 d1-2=19(mm)，半联轴器长度为 52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。5. 轴的结构设计（1）：拟定轴上零件的装配方案16（2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1-2 段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为 250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=18(mm) ，固取 d1-2=18(mm)。1-2 段轴的长度我们取为 mL421： 2-3 段轴相对于 1-2 段轴要做一个轴肩，这里我们取 ， 同时取32D=22（ mm） 。 ： 3-4 段轴要与
21、滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据【表】16-2 选用深沟球轴承,由【表】18-1 选用轴承型号为 6205，其 d=25mm，B=15mm 。：4-5 段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方案，此段轴的轴长要长一些，。mL8045: 5-6 段轴主要是对与 6-7 段轴相配合的小齿轮的左端进行轴向定位，所以我们取4mm。: 6-7 段轴要与高速小齿轮相配合，由前面设计可知高速小齿轮的齿宽为B=55（mm） ， ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应
22、比轮毂长度短 2 ，3（ )所以取 6-7 段轴的直径为 67=51（ ) mL4567: 7-8 段放置套筒与轴承，为满足轴承的轴向定位要求，这里我们取 mL678， 。（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 ，由手册查得平键的截面 67=27()b*h=8*7(mm)见2 表 4-1,L=50（mm） ；按 ，由手册查得平键的截面 12=22()b*h=6*6(mm)【表】4-1,L=35（mm） 。17同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。（4）：
23、确定轴的的倒角和圆角参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.0*45，各轴肩处的圆角半径为 1.6。（5）：求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，对于 6205 深沟滚子轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为 267.3mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出：（6）：按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度）根据1式15-5 及表 115-4 中的取值，且 0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 0.6）
24、 ：计算轴的应力=12+(1)2 =64237.62+(0.63.25104)20.1313 =22.53()前已选定轴的材料为 45 钢，由轴常用材料性能表查得-1=70MPa 因此 2 ,齿轮采用油润滑。 ()12 ，齿轮采用浸油润滑。 ()即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。2、滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表 19-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987） ，代号为 L-XAMHA1。3、减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。八、减速器箱体
25、及附件1. 箱体设计：低速级中心：a=155（mm）箱座壁厚： =0.025a+2.5=6（mm） 取为 6（mm）箱盖壁厚： =0.025a+2.5=6（mm） 取为 6（ mm）1箱座凸缘厚度：b=1.5 =9（mm）24箱盖凸缘厚度： =1.5 =9（mm）1b箱座底凸缘厚度：p=2.5 =15（mm）箱座上的肋厚: m 0.85 =5.1（mm），取 m=6（mm）箱盖上的肋厚: 0.85 =5.1(mm)，取 =6(mm)111m地脚螺栓直径: =0.036a+10=14.1,取 M15d轴承旁连接螺栓直径: =0.75 =11.25，取 M121d上下箱连接螺栓直径: =（0.50
26、.6） =(7.59)，取 M92定位销孔直径： =（0.70.8） =（6.37.2），取 =8（mm）3d2d3d2.减速器附件设计：（1）：窥视孔及窥视孔盖A=100(mm) ， =130(mm) ， =115(mm) ； B= 50(mm) 1 2=90（mm） ， =70(mm) ， =M6 ，R=6（mm）， h=4.5(mm)1 2 4（2）：通气孔A 型通气器 M181.5(3): 轴承盖选取凸缘式轴承盖，轴承外径 D=7285（mm）,对于低速轴有螺栓直径 =M93d螺栓数目 n=6；对于高速轴和中间轴有螺栓直径 =M9,螺栓数目 n=4。3d(4)： 定位销 圆锥型定位销
27、832(5)： 启箱螺钉 M1220(6)： 游标 杆式游标 M16(7)： 放油孔及放油螺栓塞 M161.5九、设计小结通过此次机械设计，我对机械零件设计步骤和设计思想，得到了充分掌握，真正地把所学到的知识初步地运用到了实践之中。同时，也从中发现了许多知识掌握不足。设计过程中面对各个未曾学过的问题，逐个攻破，掌握了许多新知识，还对机械设计有了重要的认识。觉得虽然学校没有为我们安排机械设计这门课程，但对于内燃机专业的学25生，我们应该也必须学好这门课。也因为自学时间及基础知识的有限，导致学习心得不够深刻，不能对现学的知识达到熟练的运用，这还需要在今后不断的学习和提高。虽然机械设计课程设计已经完
28、成，但应当承认，我的设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多方面原因，这包括对所学或未学的知识理解不透，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解。课程设计让我有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次设计中我深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域的地位也越来越高。因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。十、参考文献1杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础(第 5 版).北京 :高等教育出版社，2006.2王旭，王积森.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社， 2003.3宋宝玉，吴宗泽.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社， 2006.4濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社， 2006.
