机械设计课程设计 齿轮箱设计.doc

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

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

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 ５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。
3、原始数据
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
360

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
；
(2)电动机所需功率
从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为:

查[2]表11-9：
联轴器传动效率（2个） ，
轴承传动效率 （4对） ，
齿轮传动效率（7级2对），
滚筒传动效率（1个） ，
则：，
；
3、转速选择
根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：

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=8～40,所以电动机的可选范围为：

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。
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

型号

额定功率
kW
满载时

额定转矩

质量

转速

电流A
(380V)

效率
％

功率因数
Y132S-6
3
960
7.2
83
0.8
2.2
66
4、传动比分配
（1）传动装置总传动比：

（2）高速级传动比：

（3）低速级传动比：

5、计算传动系统运动和动力参数
（1）各轴的转速：
1轴 ,
2轴 ，
3轴 ，
卷筒
（2）各轴的输出功率：
1轴 ，
2轴 ，
3轴 ，
卷筒 ；
(3) 各轴转矩
0轴 ，
1轴 ，
2轴 ，
3轴 ，
卷筒 ；
表2.2各轴运动及动力参数：
轴名
功率
转矩
转速
电机轴
2.85
28.4
960
1轴
2.82
28.1
960
2轴
2.68
128.5
199.2
3轴
2.55
459.5
53
卷筒轴
2.47
445.1
53

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100
4）选取螺旋角。
2．按齿面接触疲劳强度设计

（1）确定公式内各计算数值
试选，
1)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.
小齿轮传递的转矩T1 =2.81×104N·㎜。
3)按 【表】10-7选取齿宽系数=1
4)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP
5)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
轮接触疲劳强度极限=550MPa
6)由【式】10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×5)=1.382×109
N2= N1/i=2.868×108
7)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

（2）计算
计算小齿轮分度圆直径
计算圆周速度

计算齿宽b及模数mnt。
b=d1t=1×37=37㎜

计算纵向重合度。
=0.318Z1=0.318×1×21×160=1.9
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。故载荷系数
K=KAKV=1.25×1.06×1.2×1.309=2.08
按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由【式】10-10a得

计算模数mn

3.齿根弯曲疲劳强度验算
mn≥
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。
K=KAKV=1.25×1.06×1.2×1.26=2
2）根据纵向重合度=1.9，从【图】10-28查得螺旋角影响系数=0.88
3）计算当量齿数。

4）查取齿形系数
由【表】10-5查得YFa1=2.76；YFa2=2.18
5）查取应力校正系数。
由【表】10-5查得YSa1=1.56；YSa2=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=380MPa。
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：

6）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

取Z1=20，Z2=uZ1=4.82×20=96
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距

将中心距圆整为122mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、ZH等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径

(4)计算齿轮宽度

圆整后B2=42㎜,B1=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117
4）选取螺旋角。
2．按齿面接触疲劳强度设计

（1）确定公式内各计算数值
试选，
1)由【图】10-30选取区域系数ZH=2.433.
2)由【图】10-26查得=0.78，=0.90，==1.68.
小齿轮传递的转矩T1 =128.5N·m。
3)按【表】10-7选取齿宽系数=1
4)由【表】10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5)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
轮接触疲劳强度极限=550MPa
6)由【式】10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=2.868×108
N2= N1/i=7.626×107
7)按【图】10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.98.
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

（2）计算
计算小齿轮分度圆直径
计算圆周速度

计算齿宽b及模数mnt。
b=d1t=1×60=60㎜

计算纵向重合度。
=0.318Z1=0.318×1×31×160=2.83
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，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=1.25×1.03×1.2×1.312=2.03
按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由【式】10-10a得

计算模数mn

3.齿根弯曲疲劳强度验算
mn≥
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。
K=KAKV=1.25×1.03×1.2×1.30=2.01
2）根据纵向重合度=2.83，从【图】10-28查得螺旋角影响系数=0.86
3）计算当量齿数。

4）查取齿形系数
由【表】10-5查得YFa1=2.52；YFa2=2.14
5）查取应力校正系数。
由【表】10-5查得YSa1=1.65；YSa2=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=380MPa。
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：

6）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

取Z1=31，Z2=uZ1=3.76×31=117
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距

将中心距圆整为155mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、ZH等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径

(4)计算齿轮宽度

圆整后B2=65㎜,B1=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
1、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
28.1N·m
960r/min
41.7mm
16.5°
20°
2. 求作用在齿轮上的力

3. 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:

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；
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[2]8-2），选用LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250(N·m)。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

（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(N·m)。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
②： 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D=22（mm）。
③： 3-4段轴要与滚动轴承相配合，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。
④：4-5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， 。
⑤: 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: 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比轮毂长度短2 ，所以取6-7段轴的直径为
⑦: 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 ， 。
（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 b*h=8*7(mm)见[2]表4-1,L=50（mm）；按 ，由手册查得平键的截面 b*h=6*6(mm)【表】4-1,L=35（mm）。
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）：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[1]15-4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）
① ：计算轴的应力

前已选定轴的材料为45钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=70MPa因此<[σ-1]，故安全。
2、中间轴2的设计
1、选择材料及热处理方式
选取轴的材料为45号钢，调质处理。
2、初估轴径
按扭转强度法估算高速轴的直径，由[1]表14-2，取常数，由[1]公式(14-2)，轴的最小直径满足：
；
3、初选轴承
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[1]表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取，由[2]表18-2选用轴承型号为6206，其，。
5、中间轴2的结构设计
(1)拟定轴的结构方案如图：

(2)各轴段直径与长度的确定
1)根据所选轴承的直径，取中间轴最小直径；综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取；
2)为满足齿轮的轴向定位要求，轴段右端及轴段左端要求制出一轴肩，故取。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取，；
3)为满足齿轮的轴向定位要求，取。根据齿轮间间隙推荐值，取；
至此已初步确定各轴段的直径与长度。
1) 轴上零件的周向固定
1) 齿轮与轴的周向定位采用平键联接。
段平键，按，由[1]表10-9查得平键的截面，，由该轴段长度取。
段平键，按，由[1]表10-9查得平键的截面，，由该轴段长度取。
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。
2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
(4)轴上倒角与圆角
根据[4]表15-2，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。
3、低速轴3的设计
1、选择材料及热处理方式
选取轴的材料为40Cr，调质处理。
2、初估轴径
按扭转强度法估算高速轴的直径，由[1]表14-2，取常数，由[1]式(14-2)，轴的最小直径满足：
；
此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的型号。
3、选择联轴器
查[1]表17-1，取,则计算转矩：
；
按照及电动机轴尺寸等限制条件，查[3]表13-1，选用HL3型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径，故取低速轴3最小直径。
4、初选轴承
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[1]表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由[2]表18-2选用轴承型号为6209，其，。
5、低速轴3的结构设计
(1)拟定轴的结构方案如图：

(2)各轴段直径与长度的确定
1)由所选半联轴器的孔径，取低速轴最小直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度为，断的长度应比略短一些，现取；
2)为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴肩，故取段的直径；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离
为25mm。故取。
3)根据所选轴承直径尺寸确定，取，；
4)为满足轴承的轴向定位要求，取，综合中间轴设计取；
5)为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径，长度；
6)根据齿轮几何尺寸，段直径，长度取；
至此已初步确定各轴段的直径与长度。
(3) 轴上零件的周向固定
1) 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。
按，由[1]表10-9查得平键的截面，，根据该轴段长度，取。
同理按，由[1]表10-9查得平键的截面，，根据该轴段长度，取。
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴
得配合选H7/n6。
2)半联轴器与轴得配合选H7/k6。
四、 滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
(4)轴上倒角与圆角
根据[4]表15-2，取轴端倒角C1.6，各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。
五、滚动轴承的设计
根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为6207，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。
前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：
，，
，；
由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。
1、求比值
对于深沟球轴承所受径向力：

所受的轴向力 ：，
根据[4]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。
2、计算当量动载荷P
根据[4]式(13-8a)，，按照[4]表13-5，X=1，Y=0，
按照[4]表13-6，，取。则：

3、验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为：
；
所选轴承6207基本额定寿命，根据[4]式(13-5)有：
；
则，故所选的轴承6207满足要求。
六、连接设计
1、选择键连接的类型和尺寸
本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，由[1]表10-9查得平键的截面尺寸，，由该轴段长度取。
2、校核键联接的强度
由[1]式(10-26)有平键连接的挤压强度条件：
；
1)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由[1]表10-10查得许用挤压应力，取；
2)键的工作长度，则由上式得：
；
故所选的平键满足强度要求。
键的标记为：键8×7×70GB/T 1069-1979。

七、减速器润滑及密封
1、齿轮的润滑
（1）：齿轮润滑方式的选择
高速轴齿轮圆周速度：

中间轴大齿轮圆周速度：

中间轴小齿轮圆周速度：

低速轴齿轮圆周速度：

因为：=2.612
>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）
箱座凸缘厚度：b=1.5=9（mm）
箱盖凸缘厚度：=1.5=9（mm）
箱座底凸缘厚度：p=2.5=15（mm）
箱座上的肋厚: m0.85=5.1（mm），取m=6（mm）
箱盖上的肋厚: 0.85=5.1(mm)，取=6(mm)
地脚螺栓直径: =0.036a+10=14.1,取M15
轴承旁连接螺栓直径: =0.75=11.25，取M12
上下箱连接螺栓直径: =（0.5～0.6）=(7.5～9)，取M9
定位销孔直径：=（0.7～0.8）=（6.3～7.2），取=8（mm）
2.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)
=90（mm） ， =70(mm) ， =M6 ，R=6（mm）， h=4.5(mm)
（2）：通气孔
A型通气器 M18×1.5
(3): 轴承盖
选取凸缘式轴承盖，轴承外径D=72～85（mm）,对于低速轴有螺栓直径=M9
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。
(4)： 定位销 圆锥型定位销8×32
(5)： 启箱螺钉 M12×20
(6)： 游标 杆式游标 M16
(7)： 放油孔及放油螺栓塞 M16×1.5
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.