北方工业大学机械设计课程设计.docx
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北方工业大学机械设计课程设计
联轴器-二级圆锥-斜齿圆柱-链传动，F=2200，v=1.1，D=250，16小时300天8年（左侧_近端向上）
第一部分课程设计任务书
1.1设计题目
设计二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=2200N，速度v=1.1m/s，直径D=250mm，每天工作小时数：
16小时，工作寿命：
8年，工作天数（每年）：
300天，
1.2减速器设计步骤
1.总体设计方案
2.选择电动机
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.链传动设计
6.减速器内部传动设计
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计
第二部分传动装置总体设计方案
2.1传动方案
传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器
2.2该方案的优缺点
二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。
和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.95～0.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。
第三部分电动机选择
3.1选择电动机的类型
按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V。
3.2确定传动装置的效率
查表得：
联轴器的效率：
η1=0.99
一对滚动轴承的效率：
η2=0.98
闭式圆锥齿轮的传动效率：
η3=0.97
闭式圆柱齿轮的传动效率：
η4=0.98
链传动效率：
η5=0.96
工作机效率：
ηw=0.97
传动装置总效率
3.3选择电动机参数
工作机所需功率为
3.4确定电动机型号
电动机所需额定功率:
工作转速：
经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：
6--16链传动比范围为：
2--6因此理论传动比范围为：
12--96。
可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=（12--96）×84.08=1009--8072r/min。
进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：
Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。
方案
电动机型号
额定功率（kW）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
1
Y132M-8
3
750
710
2
Y132S-6
3
1000
960
3
Y100L2-4
3
1500
1430
4
Y100L-2
3
3000
2880
电机尺寸
中心高
外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键部位尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
100
380×245
160×140
12
28×60
8×24
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
（2）分配传动装置传动比
取链传动比：
ic=3
锥齿轮（高速级）传动比
则低速级的传动比为
减速器总传动比
第四部分计算传动装置运动学和动力学参数
4.1电动机输出参数
4.2高速轴Ⅰ的参数
4.3中间轴Ⅱ的参数
4.4低速轴Ⅲ的参数
4.5工作机轴的参数
运动和动力参数计算结果整理于下表:
轴名
功率P（kW）
转矩T（N•mm）
转速（r/min）
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
3
20034.97
1430
1
0.99
Ⅰ轴
2.97
2.91
19834.62
19437.9276
1430
1.42
0.95
Ⅱ轴
2.82
2.76
26742.73
26207.8754
1007.04
3.99
0.96
Ⅲ轴
2.71
2.66
102541.7
100490.866
252.39
3
0.93
工作机轴
2.43
2.38
275840.96
270165.22
84.13
第五部分链传动设计计算
（1）确定链轮齿数
由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。
实际传动比i=z2/z1=3.08
（2）确定链条型号和节距
查表得工况系数KA=1.8
小链轮齿数系数：
取单排链,则计算功率为:
选择链条型号和节距：
根据Pca=5.951kW，n1=252.39r/min，查图选择链号10A-1，节距p=15.875mm。
（3）计算链长
初选中心距
则，链长为:
取Lp=133节
采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：
计算链速v，确定润滑方式
按v=1.669m/s，链号10A，查图选用滴油润滑。
（4）作用在轴上的力
有效圆周力
作用在轴上的力
链轮尺寸及结构
分度圆直径
第六部分减速器高速级齿轮传动设计计算
6.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS
（2）选小齿轮齿数Z1=40，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=40×1.42=57。
实际传动比i=1.425
（3）压力角α=20°。
由设计计算公式进行试算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数KHt=1.3
2）查教材图标选取区域系数ZH=2.5
4）选齿宽系数φR=0.3
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
6）查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa^0.5
7）计算应力循环次数
8）由图查取接触疲劳系数：
9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入[σH]中较小的值
2）计算圆周速度v
3）计算当量齿宽系数φd
4）计算载荷系数
查表得使用系数KA=1.75
查图得动载系数KV=1.144
查表得齿间载荷分配系数：
KHα=1
查表得齿向载荷分布系数：
KHβ=1.254
实际载荷系数为
5）按实际载荷系数算得的分度圆直径
6）计算模数
6.2确定传动尺寸
（1）实际传动比
（2）大端分度圆直径
（3）齿宽中点分度圆直径
（4）锥顶距为
（5）齿宽为
取b=37mm
6.3校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1）K、b、m和φR同前
2）圆周力为
齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：
小齿轮当量齿数:
大齿轮当量齿数:
查表得：
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
由图查取弯曲疲劳系数：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
6.4计算锥齿轮传动其它几何参数
（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚
（2）计算齿顶圆直径
（3）计算齿根圆直径
（4）计算齿顶角
θa1=θa2=atan（ha/R）=1°38'42"
（5）计算齿根角
θf1=θf2=atan（hf/R）=1°58'26"
（6）计算齿顶锥角
δa1=δ1+θa1=36°42'16"
δa2=δ2+θa2=56°35'8"
（7）计算齿根锥角
δf1=δ1-θf1=33°5'7"
δf2=δ2-θf2=52°57'59"
第七部分减速器低速级齿轮传动设计计算
7.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS
（2）选小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=20×3.99=81。
实际传动比i=4.05
（3）初选螺旋角β=13°。
（4）压力角α=20°。
7.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
1）确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
②小齿轮传递的扭矩:
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥重合度
端面重合度为：
轴向重合度为：
查得重合度系数Zε=0.726
查得螺旋角系数Zβ=0.987
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
计算应力循环次数
由图查取接触疲劳系数：
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
2）试算小齿轮分度圆直径
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
齿宽b
2）计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1.75
②查图得动载系数Kv=1.09
③齿轮的圆周力。
查表得齿间载荷分配系数：
KHα=1.4
查表得齿向载荷分布系数：
KHβ=1.433
实际载荷系数为
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
4）确定模数
7.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=12°12'18"
（3）计算小、大齿轮的分度圆直径
（4）计算齿宽
取B1=70mmB2=65mm
7.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1）K、T、mn和d1同前
齿宽b=b2=65
齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：
小齿轮当量齿数：
大齿轮当量齿数：
查表得：
查图得重合度系数Yε=0.687
查图得螺旋角系数Yβ=0.841
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
由图查取弯曲疲劳系数：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
7.5计算齿轮传动其它几何尺寸
（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
7.6齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮
法面模数
mn
3
3
法面压力角
αn
20
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
0.25
螺旋角
β
左12°12'18"
右12°12'18"
齿数
z
20
81
齿顶高
ha
3
3
齿根高
hf
3.75
3.75
分度圆直径
d
61.388
248.62
齿顶圆直径
da
67.388
254.62
齿根圆直径
df
53.888
241.12
齿宽
B
70
65
中心距
a
155
155
第八部分轴的设计
8.1高速轴设计计算
（1）已知运动学和动力学参数
转速n=1430r/min；功率P=2.97kW；轴所传递的转矩T=19834.62N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
查表可知标准轴孔直径为25mm故取d1=25
（4）轴的结构设计
a.轴的结构分析
高速轴设计成普通阶梯轴。
显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm（GB/T1096-2003），长L=45mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.初步确定轴的直径和长度
第1段：
d1=25mm，L1=60mm
第2段：
d2=30mm（轴肩），L2=44mm
第3段：
d3=35mm（与轴承内径配合），L3=17mm
第4段：
d4=40mm（轴肩），L4=86mm
第5段：
d5=35mm（与轴承内径配合），L5=17mm
第6段：
d6=30mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=55mm
轴段
1
2
3
4
5
6
直径（mm）
25
30
35
40
35
30
长度（mm）
60
44
17
86
17
55
（6）弯曲-扭转组合强度校核
a.画高速轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）
小锥齿轮所受的圆周力
小锥齿轮所受的径向力
小锥齿轮所受的轴向力
第一段轴中点到轴承中点距离La=82.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=103mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=44.5mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。
作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。
通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
c.计算作用在轴上的支座反力
轴承A在水平面内的支反力
轴承B在水平面内的支反力
轴承A在垂直面内的支反力
轴承B在垂直面内的支反力
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
d.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面内弯矩
截面B在水平面内弯矩
截面C在水平面内弯矩
截面D在水平面内弯矩
e.绘制垂直面弯矩图
截面A在垂直面内弯矩
截面B在垂直面内弯矩
截面C在垂直面内弯矩
截面D在垂直面内弯矩
f.绘制合成弯矩图
截面A处合成弯矩
截面B处合成弯矩
截面C处合成弯矩
截面D处合成弯矩
g.绘制扭矩图
h.计算当量弯矩图
截面A处当量弯矩
截面B处当量弯矩
截面C处当量弯矩
截面C处当量弯矩
i.校核轴的强度
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。
8.2中间轴设计计算
（1）已知运动学和动力学参数
转速n=1007.04r/min；功率P=2.82kW；轴所传递的转矩T=26742.73N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[σ]=70MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。
由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。
显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。
与轴承相配合的轴径需磨削。
两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。
联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的长度和直径。
第1段：
d1=35mm（与轴承内径配合），L1=34mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）
第2段：
d2=67.388mm（齿轮段），L2=70mm
第3段：
d3=52mm（轴肩），L3=47mm
第4段：
d4=42mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=21mm（比大锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）
第5段：
d5=35mm（与轴承内径配合），L5=32mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）
轴段
1
2
3
4
5
直径（mm）
35
67.388
52
42
35
长度（mm）
34
70
47
21
32
（5）弯曲-扭转组合强度校核
a.画中速轴的受力图
如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力
大锥齿轮所受的圆周力
大锥齿轮所受的径向力
大锥齿轮所受的轴向力
齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）
齿轮3所受的径向力
齿轮3所受的轴向力
c.计算作用在轴上的支座反力
轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=61mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=34.5mm
轴承A在水平面内支反力
轴承B在水平面内支反力
轴承A在垂直面内支反力
轴承B在垂直面内支反力
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
d.绘制水平面弯矩图
截面A和截面B在水平面内弯矩
截面C右侧在水平面内弯矩
截面C左侧在水平面内弯矩
截面D右侧在水平面内弯矩
截面D左侧在水平面内弯矩
e.绘制垂直面弯矩图
截面A在垂直面内弯矩
截面C在垂直面内弯矩
截面D在垂直面内弯矩
f.绘制合成弯矩图
截面A和截面B处合成弯矩
截面C右侧合成弯矩
截面C左侧合成弯矩
截面D右侧合成弯矩
截面D左侧合成弯矩
f.绘制扭矩图
g.绘制当量弯矩图
截面A和截面B处当量弯矩
截面C右侧当量弯矩
截面C左侧当量弯矩
截面D右侧当量弯矩
截面D左侧当量弯矩
h.校核轴的强度
因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得调质处理，抗拉强度极限σB=785MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。
8.3低速轴设计计算
（1）已知运动学和动力学参数
转速n=252.39r/min；功率P=2.71kW；轴所传递的转矩T=102541.7N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。
由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%
查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。
轴输出端选用A型键，b×h=10×8mm（GB/T1096-2003），长L=50mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的长度和直径。
第1段：
d1=28mm，L1=56mm
第2段：
d2=33mm（轴肩），L2=63mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）
第3段：
d3=35mm（与轴承内径配合），L3=17mm（轴承宽度）
第4段：
d4=40mm（轴肩），L4=76.5mm（根据齿轮宽度确定）
第5段：
d5=50mm（轴肩），L5=12mm
第6段：
d6=37mm（与大齿轮内孔配合），L6=63mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）
第7段：
d7=35mm（与轴承内径配合），L7=36.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）
轴段
1
2
3
4
5
6
7
直径（mm）
28
33
35
40
50
37
35
长度（mm）
56
63
17
76.5
12
63
36.5
（5）弯曲-扭转组合强度校核
a.画低速轴的受力图
如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力
齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）
齿轮4所受的径向力
齿轮4所受的轴向力
c.计算作用在轴上的支座反力
第一段轴中点到轴承中点距离La=60mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=129mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=100mm
d.支反力
轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH
轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
e.画弯矩图弯矩图如图所示：
在水平面上，轴截面A处所受弯矩：
在水平面上，轴截面B处所受弯矩：
在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：
在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：
在水平面上，轴截面D处所受弯矩：
在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：
在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：
在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：
在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：
f.绘制合成弯矩图
截面A处合成弯矩弯矩：
截面B处合成弯矩：
截面C左侧合成弯矩：
截面C右侧合成弯矩：
截面D处合成弯矩：
g.绘制扭矩图
h.绘制当量弯矩图
截面A处当量弯矩：
截面B处当量弯矩：
截面C左侧当量弯矩：
截面C右侧当量弯矩：
截面D处当量弯矩：
h.校核轴的强度
因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。
第九部分滚动轴承寿命校核
9.1高速轴上的轴承校核
轴承型号
内径（mm）
外径（mm）
宽度（mm）
基本额定动载荷（kN）
30207
35
72
17
54.2
根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm
查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。
当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa
轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。
要求寿命为Lh=38400h。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=2
因此两轴承的当量动载荷如下：
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
由此可知该轴承的工作寿命足够。
9.2中间轴上的轴承校核
轴承型号
内径
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