1、機械設計課程設計同軸式二級圓柱齒輪減速器目錄一、設計任務書1二、電動機選型3三、總傳動比和傳動比分配3四、計算傳動裝置的運動和動力參數4五、傳動件的設計計算51.滾子鏈傳動設計計算52.低速級齒輪傳動設計計算73.高速級齒輪傳動設計計算7六、軸的設計計算121.高速軸的設計122.中速軸的設計153.低速軸的設計194. 精確校核軸的疲勞強度22七、滾動軸承的選擇及計算261.高速軸的軸承262.中速軸的軸承 273.低速軸的軸承29九、鍵聯接的選擇及校核計算31十、聯軸器的選擇32十一、減速器附件的選擇和箱體的設計32十二、潤滑與密封33十三、設計小結34十四、參考資料35設計計算及說明結果

2、一、 設計任務書設計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖1-輸送鏈； 2-主動星輪； 3-鏈傳動；4-減速器； 5-電動機2. 工作情況單向連續運輸，輕度振動。3. 使用壽命8年，每年350天，每天16小時。4. 原始數據主動星輪圓周力（kN）主動星輪速度（m/s）主動星輪齒數主動星輪節距（mm）110.99925. 設計內容(1) 電動機選型(2) 鏈傳動設計(3) 減速器設計(4) 聯軸器選型設計(5) 繪制裝配圖、零件圖(6) 編寫設計計算說明書6. 設計任務(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）(2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）(3) 設計計算

3、說明書一份設計計算及說明結果二、 電動機的選擇1. 電動機容量(1) 工作機的輸出功率(2) 電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，為滾子軸承效率，為圓柱齒輪效率，為聯軸器效率，為滾子鏈傳動效率。查機械設計課程上機與設計（以下如未作說明，公式、數據皆為此書中查得）表9-1得：；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯軸器；滾子鏈傳動，則故 (3) 電動機額定功率查表16-2選取Y200L1-6型號的電動機額定功率，同步轉速1000r/min，6級，滿載轉速970r/min，。三、 總傳動比和傳動比分配1. 傳動裝置總傳動比2. 分配各級傳動比設計計算及說明結果鏈傳動傳動常用傳動比范圍為，??；同軸式二級輪

4、減速器兩級傳動比要滿足四、 計算傳動裝置的運動和動力參數1. 各軸轉速減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為2. 各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 3. 各軸轉矩高速軸中速軸低速軸轉速（r/min）970357128功率（kW）17.917.216.5轉矩（）170.9460.11231.1五、 傳動件的設計計算1. 滾子鏈傳動設計計算（1） 選擇鏈輪齒數設計計算及說明結果取小鏈輪齒數，大鏈輪齒數。（2） 確定計算功率查機械設計（滾子鏈傳動設計中如未作說明，公式、數據皆為此書中查得）表9-6得，查圖9-13得，單排鏈，則（3） 選擇鏈條型號和節距根據，查圖9-11

5、選用32A型。查表9-1，鏈條節距為。（4） 計算鏈節數和中心距初定中心距，取。相應的鏈長節數取鏈長節數節查表9-7得中心距計算系數，則鏈傳動最大中心距為（5） 計算鏈速，確定潤滑方式由和鏈號查圖9-14選用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。（6） 計算壓軸力有效圓周力鏈輪水平布置壓軸力系數，則壓軸力為32A型設計計算及說明結果（7） 鏈輪基本參數和主要尺寸小鏈輪名稱計算公式結果基本尺寸齒數19節距滾子外徑排距內鏈板高度50.8mm28.58mm58.55mm48.26主要尺寸分度圓直徑308.64mm齒頂圓直徑343.52mm335.1mm齒根圓直徑280.06mm軸凸緣直徑取250mm齒高19.60

6、mm11.11mm設計計算及說明結果大鏈輪名稱計算公式結果基本尺寸齒數38節距滾子外徑排距內鏈板高度同小鏈輪50.8mm28.58mm58.55mm48.26主要尺寸分度圓直徑415.17mm齒頂圓直徑450.09mm439.53mm齒根圓直徑386.59mm軸凸緣直徑取360mm齒高18.53mm11.11mm2. 低速級齒輪傳動設計計算（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用直齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）由機械設計（齒輪設計部分如未作說明，公式、數據皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為250HBS；大齒輪材料為

7、45鋼（調質），硬度為220HBS，二者硬度差為30HBS。設計計算及說明結果選小齒輪齒數：大齒輪齒數（2） 按齒面接觸強度設計按設計公式(10-9a）試算，即確定公式內各計算數值a) 試選載荷系數b) 計算小齒輪傳遞的扭矩 c) 由圖10-30選取區域系數d) 由圖10-26查得，e) 小齒輪傳遞的傳矩f) 由表10-7選取齒寬系數g) 由表10-6查得材料彈性影響系數h) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限i) 由式10-13計算應力循環次數：j) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數k) 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數S=1，

8、由式(10-12)得設計計算及說明結果計算a) 計算小齒輪分度圓直徑b) 計算圓周速度c) 計算齒寬b，模數m及齒寬與齒高之比b/hd) 計算載荷系數 由表10-2查得使用系數 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數直齒輪由表10-4查得 查圖10-13得故載荷系數： e) 校正分度圓直徑f) 計算模數設計計算及說明結果（3） 按齒根彎曲強度設計由式(10-17)確定計算參數a) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數b) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得c) 計算載荷系數d) 查取齒形

9、系數由表10-5查得e) 查取應力校正系數由表10-5查得f) 計算大、小齒輪的，并加以比較設計計算設計計算及說明結果對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由則（4） 幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算中心距計算齒寬圓整后取3. 高速級齒輪傳動設計計算（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪選7級精度（GB10095-88）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為250HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為220HBS，二者硬度

10、差為30HBS。選小齒輪齒數：大齒輪齒數初選取螺旋角（2）按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即確定公式內各計算數值a) 試選載荷系數設計計算及說明結果b) 由圖10-30選取區域系數c) 由圖10-26查得，d) 由表10-7選取齒寬系數e) 由表10-6查得材料彈性影響系數f) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限g) 由式10-13計算應力循環次數：h) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數i) 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數S=1，由式(10-12)得j) 許用接觸應力計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計

11、算圓周速度c) 計算齒寬b，模數m及齒寬與齒高之比b/h設計計算及說明結果d) 計算縱向重合度e) 計算載荷系數K由表10-2查得使用系數 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數由表10-4查得表10-3查得圖10-13查得故載荷系數： f) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g) 計算模數（3）按齒根彎曲強度設計由式(10-17)確定計算參數a) 計算載荷系數設計計算及說明結果b) 根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數c) 計算當量齒數d) 查取齒形系數由表10-5查得e) 查取應力校正系數由表10-5查得f) 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查

12、得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式(10-12)得g) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數值大設計計算為滿足強度要求且保證兩級齒輪中心距相同，取， 來計算應有的齒數。于是由安全設計計算及說明結果則（4）幾何尺寸計算計算中心距按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數等不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度圓整后取高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比2.8模數(mm)4螺旋角0中心距(mm)251252齒數32903393齒寬(mm)137132137132直徑(mm)分度圓1323701

13、32372齒頂圓140378149380齒根圓127365127367旋向左旋右旋無無為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋。設計計算及說明結果六、 軸的設計計算1. 高速軸的設計(1) 高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）高速軸功率（）轉矩T（）97017.9170.9(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=132 ，根據機械設計（軸的設計計算部分如未作說明，公式、數據皆查此書）式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸

14、的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了能與聯軸器配合，軸段直徑d=40mm，長度L=110mm為滿足聯軸器軸向定位，軸段直徑d=50mm，長度L=50mm初步選用圓錐滾子軸承。根據軸承內徑，軸段直徑d=55mm，長度L=40mm為方便齒輪裝拆，軸段直徑d=60mm，根據齒寬，長度L=135mm設計計算及說明結果為滿足齒輪軸向定位，軸段直徑d=68mm，長度L=10mm因裝配的軸承相同，軸段直徑和長度同軸段3）軸上零件的軸向定位聯軸器與軸的周向定位選用普通平鍵A型12×90齒輪與軸的周向定位選用普通平鍵A型18×100

15、4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見零件圖總長度L=385mm（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從機械設計課程上機與設計中查取a值。對于30211型圓錐滾子軸承，查得a=21mm。因此，軸的支撐跨距為L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩設計計算及說明結果（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-

16、5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速軸的設計(1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）35717.2460.1(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）安全設計計算及說明結果 2） 根據軸向定位的要求確

17、定軸的各段直徑和長度初選圓錐滾子軸承。根據軸承內徑，軸段直徑d=45mm，長度L=38mm為方便齒輪裝拆，軸段直徑d=50m，根據齒寬，長度L=130mm為滿足齒輪軸向定位，軸段直徑d=58mm，為是同軸線的高速軸和低速軸不干涉，長度L=165mm為滿足齒輪軸向定位和裝拆方便，軸段直徑=50mm，根據齒寬長度L=135mm因裝配的軸承相同，軸段直徑和長度同軸段3） 軸上零件的軸向定位齒輪與軸的聯接，選用普通平鍵A型為14×1004）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見零件圖總長度L=506（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點

18、位置時，從機械設計課程上機與設計中查取a值。對于30209型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.6mm。因此，軸的支撐跨距為L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩設計計算及說明結果設計計算及說明結果（6）按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速軸的

19、設計(1) 低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）12816.51231.1(2) 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則（3）初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得 (4)軸的結構設計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足與鏈輪的配合，軸段直徑d=63mm，長度L=60mm為滿足鏈輪的軸向定位，軸段直徑d=70mm，長度L=60mm初選圓錐滾子軸承。根據軸承內徑，軸段直徑d=75mm，長度L=50mm安全設計計

20、算及說明結果為方便齒輪裝拆，軸段直徑d=80mm，根據齒寬，長度L=130mm為滿足齒輪軸向定位，軸段直徑d=88mm，長度L=10mm因為軸承相同，軸段直徑和長度同軸段3）軸上零件的軸向定位鏈輪與軸的聯接，選用普通平鍵A型18×50齒輪與軸的聯接，選用普通平鍵A型22×1004）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見零件圖（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從機械設計課程上機與設計中查取a值。對于30215型圓錐滾子軸承，查得a=27.4mm。因此，軸的支撐跨距為根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸

21、的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩設計計算及說明結果安全設計計算及說明結果（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過

22、盈配合引起應力集中最嚴重；從受載情況來看，截面B上的應力最大。截面的應力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側。2） 截面左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2 經插值后可查得又由附圖3-

23、1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為安全設計計算及說明結果由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數, 取；, ??；于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面右側的彎矩為設計計算及說明結果截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表3-2經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的

24、材料的敏性系數為故有效應力集中系數為由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數, ?。? 取；于是，計算安全系數值，按式(15-6)(15-8)則得滿足壽命要求設計計算及說明結果故可知其安全。七、 滾動軸承的選擇及計算軸承預期壽命 1. 高速軸的軸承選用30211型圓錐滾子軸承，查機械設計課程上機與設計表13-2，得 （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為滿足壽命

25、要求設計計算及說明結果所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數 （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。2. 中速軸的軸承選用30209型圓錐滾子軸承，查機械設計課程上機與設計表13-2，得 （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，設計計算及說明結果（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數 （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。滿足壽命要求設計計算及說明結果3. 低速軸的軸承選用30215型圓錐

26、滾子軸承，查機械設計課程上機與設計表13-2，得 （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由低速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數 該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求設計計算及說明結果（4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。八、 鍵聯接的選擇及校核計算由機械設計式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2，?。?） 聯軸器的鍵取普通平鍵12×90GB1096-2003鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵18×100GB1096-2003鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的