机械设计课程设计系列二级同轴式斜齿轮减速器设计Word文档下载推荐.docx

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　　iin2930rminnn　　II轴　　ninnIII轴　　i卷筒轴　　nwn　　Pnnw2）.各轴的输入功率　　I轴　　PPd12II轴　　PP32PIII轴　　P　　卷筒轴　　P卷P32P42PP卷3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为6Td10Pdnm104Nmm-6-

　　5.齿轮的设计1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2）初210NmmI轴TTd14TTi10Nmm　　II轴324III轴T卷筒轴T卷T32i105NmmT42105Nmm将上述计算结果汇总与下表，以备查用。

轴名I轴II轴功率P/kw转矩T/（N·

mm）转速n/（r/min）传动比i效率1041042930　　III轴+卷筒轴5.齿轮的设计1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1051051　　选用直齿圆柱齿轮传动

（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

（3）材料选择。

《机械设计》表，选择小齿轮材料为45钢，硬度为270HBS，大齿轮为45钢，硬度为230HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（4）选小齿轮齿数z123，则大齿轮齿数z2iz11272）初步设计齿轮主要尺寸

（1）设计准则:

先齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

软齿轮面闭式传动7级精度小齿轮材料45钢大齿轮材料45钢（调质）z123z2119　　步设计

（2）按齿面接触疲劳强度设计，即齿轮主要尺寸　　d1t1ZE2du[H]-7-

　　1>

确定公式内的各计算数值Ⅰ.试选载荷系数Kt。

6KtⅡ.计算小齿轮传递的转矩10PT104Nmm　　1nⅢ.按软齿面齿轮非对称安装，《机械设计》表选取齿宽系数d1。

T1410Nmmd1.8MPa。

Ⅳ.《机械设计》表查得材料的弹性影响系数ZE189Ⅴ.《机械设计》图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ZEMPaHlim1600MPa；

大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2560MPa。

Ⅵ.计算应力循环次数N1109N2108N160njLh6029301836516109N1N2109iⅦ.《机械设计》图取接触疲劳寿命系数KHN1；

KHN2。

Ⅷ.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1　　[H]1KHN1Hlim1S600MPa540MPaKHN1[H]1=540MPa[H]2=532Mpa　　[H]2KHN2Hlim2560MPa532MPaS2>

.设计计算Ⅰ.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值。

KT1u1ZE2d1tdu[H]Ⅱ.计算圆周速度v。

　　vd1tvd1tn16010002930601000-8-

　　ms

　　查表得使用系数KA=;

根据v、7级精度查《机械设计》图10-8得动载系数KV；

查《机械设计》图得K。

　　则　　KKAKVK1　　Ⅲ.计算载荷系数KⅣ.校正分度圆直径d1《机械设计》式，d1d1t3k/Kt33>

.计算齿轮传动的几何尺寸Ⅰ.计算模数m　　K/d1tmd1/z1/23　　按标准取模数m　　Ⅱ.计算分圆周直径d1、d2　　md1d1z1m23z2m127d2　　d2Ⅲ.计算中心距d1d2/2　　a2Ⅳ.计算齿轮宽度　　bdd1取B2a　　B165mm35mm，B140mm。

B260mm　　Ⅴ.齿高　　h（3）.按齿根弯曲疲劳强度校核《机械设计》式，F2KT1YY[F]23FaSadz1m-9-

　　兰州交通大学机电工程学院　　

　　机械设计课程设计

　　计算说明书

　　设计题目二级同轴式圆柱齿轮减速器

　　班级:

机制4班

　　学号:

20XX0584

　　设计人员:

程乾　　指导老师:

雒晓兵　　20XX-01-08

　　兰州交通大学博文学院机电工程系

　　-0-

　　目录

　　一　　课程设计任务书　　2

　　二　　设计要求　　

　　三　　设计步骤　　

　　1.传动装置总体设计方案　　32.电动机的选择　　43.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　　65.齿轮的设计　　76.滚动轴承和传动轴的设计　　117.键联接设计　　258.箱体结构的设计　　269.润滑密封设计　　2810.联轴器设计　　28

　　四　　设计小结　　五　　参考资料　　

　　-1-

　　23

　　2829

　　6　　111　　

　　一课程设计任务书课程设计题目：

设计带式运输机传动装置1——运输带2——卷筒3——联轴器4——二级圆柱齿轮减速器5——电动机　　原始数据：

数据编号运送带工作拉力F/N123456781500220023002500260028003300400024010　　300400220350350400111213141516运输带工作速度v/（m/s）卷筒直径D/mm数据编号运送带工作拉力F/N22094500480050005500600060008000850050019　　50045045050040045020105002111000221150023120XX　　运输带工作速度v/（m/s）卷筒直径D/mm数据编号运送带工作拉力F/N运输带工作速度v/（m/s）17900040018950010000　　-2-

　　1．传动装置总体设计方案　　卷筒直径D/mm500550600550500450400　　1.工作条件：

两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；

2.使用折旧期：

使用折旧期8年；

3.检修间隔期：

四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

4.动力：

电力，三相交流电，电压380/220V;

5.运输带速度允许误差：

±

5%；

6.制造条件及生产批量：

一般机械厂制造，小批量生产。

二.设计要求1.完成减速器装配图一张。

2.绘制轴、齿轮零件图各一张。

3.编写设计计算说明书一份。

三.设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：

第十六组数据：

运送带工作拉力F/N2600。

运输带工作速度v/（m/s）　　。

　　卷筒直径D/mm　　220。

1）外传动机构为联轴器传动。

2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。

F8500NvD450mm　　-3-

　　2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量　　4）该方案的优缺点：

瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。

轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。

减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。

但减速器轴向尺寸及重量较大；

高级齿轮的承载能力不能充分利用；

中间轴承润滑困难；

中间轴较长，刚度差；

仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。

原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

3）方案简图如上图2）选择电动机的容量工作机的有效功率为　　PwFv从电动机到工作机传送带间的总效率为42Pw51234　　《机械设计课程设计指导书》表1-7可知：

1：

联轴器传动效率2：

滚动轴承效率3：

齿轮传动效率4：

联轴器传动效率5：

卷筒传动效率所以电动机所需工作功率为Pd

　　PwPd-4-

.确定公式内的各参数值Ⅰ.《机械设计》图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1齿轮的弯曲强度极限Flim2270MPa；

Flim1240MPa280MPa；

大Flim2220MPaKFN1KFN2Ⅱ.《机械设计》图取弯曲疲劳寿命系数KFN1，KFN2；

Ⅲ.计算弯曲疲劳许用应力；

取弯曲疲劳安全系数S=，应力修正系数YST,得　　[F]1S=YST[F]1[F]2FE12802/340MPaSKY[F]2FN2STFE22702/SⅣ.查取齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2《机械设计》表查得YFa1；

YFa2；

YSa1；

YSa2YFa1YFa2YSa1YSa2小齿轮的数值较大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度1YFaYSaⅤ.计算大、小齿轮的并加以比较；

[F]YFa1YSa1　　[F]1YFa2YSa2　　[F]2Ⅵ.校核计算　　F12KT12104YY[F]123FaSa2323（4）.结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹F1[F]1弯曲疲劳强板式结构为宜。

其他有关尺寸按《机械设计》图（a）荐用的结构尺寸设计，并绘度足够制大齿轮零件图如下。

其次考虑小齿轮，于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计部分。

　　-10-

　　6.滚动轴承和传动轴的设计　　6.滚动轴承和传动轴的设计

（一）.轴的设计Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T上可知P，n，TⅡ.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径　　d2105Nmm　　mz2127而　　Ft　　Fr　　Fa2Td2Fttan0Ⅲ.初步确定轴的最小直径　　-11-

（一）.轴的设计P'

'

3，　　dminC于键槽的影响，故dminn输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。

为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

　　联轴器的计算转矩TcaKAT，查《机械设计》表，取KA，则：

　　TcaKATm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GICL4型鼓型齿式联轴器，其公称转矩为800Nm。

半联轴器的孔径d38mm，故取d38mm，半联轴器长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L50mm　　Ⅳ.轴的结构设计

（1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度　　材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计》表，取C110，于是　　1）.为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡⅢ54mm；

左端用轴端挡圈定位。

半联轴器与轴配合的毂孔长度　　L50mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取lⅠⅡ82mm　　2）.初步选择滚动轴承。

因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。

按照工作要求并根据dⅡⅢ54mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6012,其尺寸为dDB60mm95mm18mm，故dⅢⅣdⅥⅦ60mm；

而lⅥⅦ20mm。

　　-12-

　　采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的跨度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取lⅣⅤ50mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h，故取h6mm，则轴环处的直径dⅤⅥ77mm。

轴环宽度b，取lⅤⅥ10mm。

　　4）.轴承端盖的总宽度为30mm（减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l20mm，故lⅡⅢ40mm。

　　5）.取齿轮距箱体内壁的距离a12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s3mm，已知滚动轴承宽度T18mm，大齿轮轮毂长度L60mm，则　　lⅢⅣTsa（6058）（221232）mm35mm　　至此，已初步确定了轴的各段和长度。

（2）.轴上零件的周向定位　　齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按dⅣⅤ《机械设计手册》表4-1查得平键截面bh18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为H7了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；

同样，半n6联轴器与轴的连接，选用平键为20mm12mm100mm，半联轴器与轴的配合为H7。

滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6m6。

（3）.确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表1-27，取轴端圆角245。

　　Ⅴ.求轴上的载荷　　3）.取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣⅤ65mm；

齿轮的左端与左轴承之间-13-

　　首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距L2L341mm55mm96mm。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。

现将计算处的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷　　水平面H　　垂直面VFNV1FNV2MV支反力FFNH1FNH2弯矩MMHmm总弯矩扭矩TMmmTmm　　-14-

　　Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。

根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力　　M2（T）2caW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，《机械设计》表查得[1]60MPa因此ca[1]，故安全。

Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度　　

（1）.判断危险截面截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；

从受载的情况来看，截面C上的应力最大。

截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。

截面C

　　-15-

　　上最然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。

截面Ⅵ显然更不必校核。

《机械设计》第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

（2）.截面Ⅳ左侧mm3　　抗弯截面系数　　W60321600.8mm3　　抗扭截面系数　　WT54331492　　截面Ⅳ左侧的弯矩M为6018mm　　M左M60　　截面Ⅳ上的扭矩T为　　Tmm　　截面上的弯曲应力M　　bW　　截面上的扭转切应力T　　TWT平均应力T　　m0MPa，m2应力幅　　ab，am　　1275MPa，轴的材料为45钢，调质处理，《机械设计》表得B640MPa，1155MPa。

　　截面上于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表查

　　-16-

　　，，经差值后可查得取。

因d80d80　　，又《机械设计》图可得轴的材料的敏性系数为　　q，q故有效应力集中系数为　　k1q

（1）　　k1q

（1）《机械设计》图的尺寸系数；

图的扭转尺寸系数轴按磨削加工，《机械设计》图得表面质量系数为　　轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为　　Kkk111　　K查机械设计手册得碳钢的特性系数1　　~，取　　~，取于是，计算安全系数Sca值，则　　S1Kam　　S　　Sca1KamSSSS22S　　-17-

　　故可知其安全。

（3）.截面Ⅳ右侧.5mm3　　抗弯截面系数　　W85327462mm3　　抗扭截面系数　　WT85354925　　截面Ⅳ右侧的弯矩M为　　M右M　　截面Ⅳ上的扭矩T为　　Tmm　　截面上的弯曲应力5529mm　　55　　Ft0M右　　bW　　截面上的扭转切应力取C120T　　TWT平均应力　　m0MPa，m应力幅　　ab，am过盈配合处的dmin　　Tcam　　T2k，附表用插值法求出，并取k，于是得d1230mm　　k，k轴按磨削加工，《机械设计》图得表面质量系数为　　故得综合系数为

　　-18-

　　Kkk111　　K1所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为　　S　　1Kamd2336mm　　S　　Sca1KamSS2SS2l1258mmSd3440mmd7840mml3418mml7818mm　　-19-

　　故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。

Ⅷ.绘制轴的工作图，如下：

（二）.齿轮轴的设计Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T上可知P，n2930rmin，T10NmmⅡ.求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径　　d14mz1232T而　　Ftd1　　Fr　　Fa　　Fttan0Ⅲ.初步确定轴的最小直径　　dmin材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计》表，取C120，于是dminC3P'

，于键槽的影响，故dmin,输出轴的n最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12。

为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩TcaKAT，查《机械设计》表，取KA，则：

　　TcaKATm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nm。

半联轴器的孔径d16mm，故取　　d1216mm，半联轴器长度L42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L30mm-20-

（二）.齿轮轴的设计　　Ⅳ.齿轮轴的结构设计

（1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d2320mm；

半联轴器与轴配合的毂孔长度L30mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l1228mm。

2）.初步选择滚动轴承。

因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。

按照工作要求并根据d2320mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6205，其尺寸为dDB25mm52mm15mm，故d34d7825mm，l34l7815mm。

　　3）.轴肩高度h，故取h4mm，则轴环处的直径d45d6730mm。

轴环宽度b，取l45l6710mm。

　　4）.轴承端盖的总宽度为10mm（减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l15mm，故l2325mm。

　　5）.小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径d5635mm，l5638mm。

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

（2）.轴上零件的周向定位　　半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按d12《机械设计设计手册》表4-1

　　-21-

　　查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为48mm。

同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配额为　　H7；

滚动轴承k6与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

（3）.确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计手册》表1-27，取轴端圆角245。

Ⅴ.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

作为简支梁的轴的支撑跨距L2L3115mm。

载荷支反力F　　水平面HFNH1　　垂直面VFNV1FNV2MVmmFNH2弯矩M总弯矩扭矩TMHmm.33Nmm　　M24376Tmm-22-

　　Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。

根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。

　　-23-

　　轴的计算应力caM2（T）2W前已选定轴的材料为45钢，调质处理，《机械设计》表查得[1]60MPa因此ca[1]，故安全。

（三）.滚动轴承的校核h轴承的预计寿命L'

H81636546720Ⅰ.计算输入轴承.51N

（1）.已知n2930rmin，两轴承的径向反力FR1FR21506　　

（2）.计算当量载荷P1、P2.51N　　P1Fr　　P2Fr1506（3）.轴承寿命计算　　于P1P2，取P，深沟球轴承，取3，ft，fp。

　　查手册得6208型深沟球轴承的Cr17kN，则　　LH　　故满足预期寿命。

Ⅱ.计算输出轴承16667ftCL'

H　　

（1）.已知n，两轴承的径向反力FR1FR27261　　

（2）.计算当量载荷P1、P2.45N　　P1Fr　　P2Fr7261

　　-24-