机械设计课程设计两级展开式斜齿圆柱齿轮传动.docx

1、机械设计课程设计两级展开式斜齿圆柱齿轮传动机械设计课程设计两级展开式斜齿圆柱齿轮传动课程名称：学院：姓名：年级：课程设计带式运输机传动装置设计机械工程学院 专业：学号：任课教师： 20XX年 6月27日目录第一章 总论 . 1 第二章 机械传动装置总体设计 . 1拟定传动方案 . 1 传动方案简图 . 2 第三章 选择电动机类型、确定传动方案及计算参数 . 2电动机的选择 . 3 传动比的分配及转速校核 . 3 第四章 计算传动装置各轴的运动和动力参数 . 3传动装置的效率计算 . 4 各轴功率、转速、转矩计算 . 4 第五章 齿轮传动设计 . 5高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计 . 5 低速级斜

2、齿圆柱齿轮传动的设计 . 9 第六章 轴的设计 . 12 中间轴的设计 . 12高速轴的设计 . 16 低速轴的设计 . 18 第七章 轴承的校核计算 . 21中间轴承的校核 . 21 高速轴承的校核 . 22 低速轴承的校核 . 23 第八章 箱体结构及减速器附件设计 . 25外形尺寸 . 25 附件设计 . 26 总结 . 311传动装置的效率计算方案的选定有：弹性联轴器1=，滑块联轴器4=，两个8级精度齿轮啮合传动32=，运输机驱动轴一对滚动轴承5=所以=，与上述估值很接近，故无误。各轴功率、转速、转矩计算功率P轴P1=d1=轴P2=P123= 轴P3=P223= 转速轴n1nm1440

3、r/min 轴n2n11440r/min/min /min/min 轴n3转矩轴T1Tdn195501000p/nNmm104Nmm轴T2T1i123232566Nmm轴TTi105Nmm322234第五章 齿轮传动设计齿轮作为两级减速器的重要零件，有着很重要的重要，设计的齿轮结构、参数对其他的零件有着直接或是间接地影响，甚至是影响整个减速器的外形结构特征。设计的内容有：齿轮的材料、齿轮的齿数、模数、中心距、齿宽、螺旋角、分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径和结构尺寸。按两种方式进行设计,即按弯曲疲劳和接触疲劳强度进行计算。 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计1、齿轮强度设计选择材料，确定极限应力运

4、输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度机械设计第八版表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。2、按接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1t3确定各参数选取螺旋角，初选螺旋角14，压力角=20。 1）试选Kt2）小齿轮传递的扭矩已知3）表10-7选取齿宽系数2KtT11ZHZEdaH 2d=4）表10-6查得材料弹性影响系数ZE 5）图10-30选区域系数ZH=。6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 7）arctan(tann/cos)at1arccosz1

5、cost/(z12cos)5at2arccosz2cost/(z22cos) 8a8）式10-13计算应力循环次数。N160n1jLh =60144024000109N2N11089) 图10-19取接触疲劳寿命系数=；KHN2= 10）计算解除疲劳许用应力H1 H2KHN1Hlim1 =540MPaSkHN2Hlim2 =523MPaS11) 计算小齿轮分度圆直径时代入H1小值d1t3kKHN1Hlim1、H2HN2Hlim2中较SS2KtT11ZHZEdaH= 212）计算圆周速度vdn 1440m/s/s6010006010001t113）计算齿宽b及模数bdd1t3、调整小齿轮分度圆直

6、径1) 计算载荷系数6工作条件，查表10-2得使用系数=。根据v=/s,8级精度，图查得动载系数Kv=； 表查得KH Ka=1表利用插值法查得KH=。故载荷KKAKVKHKH2) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，式10-10a得d1d1t3K Ktd1coscos14mm z1233) 计算法面模数mn4) 按齿根弯曲强度设计确定计算参数 1） 计算公式mn32KT1Ycos2YFaYSa Fdz12a 2) 图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380MPa。3）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=，KFN2=。4）计算完全疲劳

7、许用应力取弯曲疲劳安全系数S=F1KFN1F1500MPaF2KFN2380MPa5) 根据纵向重合度=，从图10-28查得螺旋角影响系数6) 计算当量齿数7zv1z123 = 33coscos14z2112= cos3cos314zv27）查取齿形系数表利用插值法算得YFa1=，YFa2= 8）查取应力校正系数表10-5利用插值法算得YSa1=，YSa2= 9）计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1YFa2YSa2F22KT1Ycos2YFaYSa2 Fdz12a故大齿轮的数值大。于是mn3调整齿轮模数1）计算后的分度圆直径d= v=/sb= h及b/h: h= b/h=

8、2）计算实际载荷系数KHKF=KF=Ka=1 Kv=KKAKVKFKF1 所以有mn3KF KFT3) 最终取mn4、几何尺寸81）计算中心距az1z2mn231122cos2cos14 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 arccosz1z2mn2aarccos231122174 因值改变不多，故参数a,K,ZH等不必修正。 3）计算打、小齿轮的分度圆直径d1z1mn23mm ocosmm cos4）计算齿轮宽度bdd1 圆整后取B2=59mm B1=66mm低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算设计的内容有：齿轮的材料、齿轮的齿数、模数、中心距、齿宽、螺旋角、分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径和结构

9、尺寸。1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数 1)选用8级精度。2）材料选择。8选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为250HBS,大齿轮材料为45钢，硬度为220HBS，二者硬度差为30HBS。 3）选小齿轮齿数z1=29大齿轮齿数,取Z2112。4）选取螺旋角，初选螺旋角202、按齿面接触面强度设计92KtT11ZHZE计算公式d1t3 daH 1）试选Kt 2）扭矩T2106P2103Nmm n22 3）选取齿宽系数d= 4）材料弹性影响系数ZE 5）选区域系数ZH=6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。0 7） arctan(tan n/co

10、s)at1arccosz1cost/(z12cos) 1at2arccosz2cost/(z22cos) 6a z 8）式10-13计算应力循环次数。108 N2N160n1jLh1089）接触疲劳寿命系数KHN1= KHN2=10）计算解除疲劳许用应力计算650MPa630MPa11) 计算小齿轮分度圆直径d1t32KtT11ZHZEdaH= 2102）计算圆周速度vdn/s/s6010006010001t23)计算齿宽b及模数mnt bdd1t=mntd1tcoscos20= z1294) 计算载荷系数 KA= Kv= KHKF KH= 所以KKAKVKHKH=5） 按实际的载荷系数校正所

11、得的分度圆直径d1= ） mnd1coscos20mm z1293、 按齿根弯曲强度设计计算公式mn32KT1Ycos2YFaYSa Fdz12a1） 计算载荷系数KKAKVKFKF=2) 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=540MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=430MPa。3）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=，KFN2=。 4）计算完全疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S= F1KFN1540MPa430FN2FE2MPa292MPaF25） 计算当量齿数zv1z129z2112zv2cos3cos320cos3cos3206）查取齿形系数利用插值法算得YFa1=，YFa

12、2=117）查取应力校正系数利用插值法算得YSa1=，YSa2= 8）计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较。YFa1YSa1F1YFa2YSa2F2 选较大者于是有mn32KT1Ycos2YFaYSa 2Fdz1a调整模数1）计算实际载荷KfKAKVKFKF= 2）计算法面模数mnmnt33）综上可取mn4、几何尺寸KF KFT计算中心距 az1z2mn29112 取整为187mm2cos2cos20按圆整后的中心距修正螺旋角arccosz1z2mn2aarccos29112因2187故参数值改变不多。a,K,ZH等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直d1z1mn29 cosz2mn112 c

13、os计算齿轮宽度： bdd1=1=圆整后取B2=77mm；B1=83mm第六章 轴的设计轴是用于支撑旋转的机械零件。在两级斜齿轮传动中，用到了三根轴件，即高速轴、中间轴及低速轴。齿轮则安装其上，三根轴既承受转具有承受弯矩，都是转轴。12因考虑有利于提高轴的强度和便于轴上零件的固定、装拆，故而采用阶梯状轴。阶梯轴的设计和具体尺寸所选用的轴承和轴上零件决定，同时考虑轴的疲劳强度和弯曲强度。中间轴的设计 1、确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处C=112dmin1053mm 因为该轴因大于高速轴的直径，故取=40mm2、轴的结构设计 图中间轴结构简图2、根据

14、轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，做齿轮轴时d3，故做成轴轮一体式。此轴分为七段，轴颈为两段，两个齿轮位置为两段，两个轴承安装尺寸为两段，还有以讴歌轴肩定位段。轴颈直径与安装尺寸所选轴承而定，所选轴承为30208型圆锥滚子轴承轴颈直径为40mm、轴向长度18mm，安装尺寸为47mm、轴向长度20mm，齿轮3轮的参数而定，轴向长度59mm，齿轮2段直径为51mm、轴向长度83mm，轴肩直径为57mm、长度为10mm。3、键的选择直径为51mm，故选用bh=1611的普通平键、键长L=54mm。134、中间轴的校核为使中间轴上的轴向力相互抵消，高速级上小齿轮用右旋，大齿 轮用左旋。低速级上小齿

15、轮用左旋，大齿轮用右旋。 作用在齿轮上的力： 高速轴与轴相啮合的齿轮分度圆直径d2周向力Ft1径向力Fr12T12232566N周向力Fa1Ft2tan低速级与轴相啮合的齿轮分度圆直径d3周向力Ft22T22232566NFtan径向力Fr2t1周向力Fa2Ft2tan所以计算支反力有.238N RBZ水平方向RAZ2149Z 为计算导致较小误差，故计算式合理的。证明计算无误。.298N RBY铅垂方向RAY31400 故可知计算无误。 Y计算转矩计算转矩、绘制弯矩图 垂直面 C截面的弯矩Mh1RAZmmMv136848Nmm14D截面的弯矩Mh1mmMv1mm水平面C处M=D处M=. 合成弯

16、矩C处MczMCY 合成弯矩D处MDzMDzmm 当量弯矩MC211482MDmm15图 中间轴弯矩图计算后C剖面的最小直径为 远小于设计尺寸51mm，故而强度足够D剖面的最小直径为 远小于设计尺寸70mm，故而强度足够高速轴的设计阶梯轴的设计和具体尺寸所选用的轴承和轴上零件决定，同时考虑轴的疲劳强度和弯曲强度。1、确定轴的最小直径16因高速轴为齿轮轴，材料与小齿轮材料相同为40cr,调质处理，取A=105。dminA03p1 n12、轴的结构设计图 高速轴结构见图根据条件选择7207C型角接触球轴承，所以轴孔段直径30mm、长度60mm，轴伸段直径为32mm、长度为58 mm，轴颈直径35m

17、m、长度17mm，安装直径42mm、右边长度20mm、左边。齿轮段直径齿轮1决定，长度为其宽度66mm。3、许用应力的校核周向力Ft12T1 Ft1tan径向力Fr1周向力Fa1Ft1tan 故知计算无误。 计算支反力RAZ RcZ zRay Rcy z0 所以无误计算转矩，绘制弯矩图 垂直面B截面的弯矩Mbz左-mmMbz右-mm17水平面B截面的弯矩Mby合成弯矩Mb左mmMb右mm计算当量弯矩Mb左mmMb右mm图示图 高速轴弯矩图计算直径为 远远小于设计直径，强度足够低速轴的设计阶梯轴的设计和具体尺寸所选用的轴承和轴上零件决定，同时考虑轴的疲劳强度和弯曲强度。181、确定轴的最小直径因

18、传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取A=105.取K=dminA03p3 n32、轴的结构如下：图 低速轴结构简图3、 根据条件选择7208C型角接触球轴承，所以轴孔段直径55mm、长度60mm，轴伸段直径为57mm、长度为58 mm，轴颈直径40mm、长度18mm，安装直径69mm、右边长度23mm、左边79mm。齿轮段直径75mm、长度为77mm，轴肩定位段直径81mm、长度13mm。许用应力的校核周向力Ft4径向力Fr42T42265Ncos周向力Fa4Ft4tan.344N RbZ 计算支反力RAZ2339z0 故知计算无误。Ray Rby z0 所以无误

19、19计算转矩，绘制弯矩图 垂直面B截面的弯矩Mcz左304348NmmMcz右4542Nmm水平面B截面的弯矩Mcy 合成弯矩Mc左mmMc右mm计算当量弯矩Mb左mmMb右mm图示20图 低速轴弯矩图计算直径为 远远小于设计直径75mm，强度足够第七章 轴承的校核计算选用轴承必须进行校核，以保证整个装置的正常运转。在选定滚动轴承的类型、尺寸后，应综合考虑轴承的固定，轴承的组合定位，间隙的调整，轴承座圈与其他零件的配合，轴承的装拆和润滑、密封等问题，正确设计轴承部件的组合结构，以保证轴系的正常工作。因为轴承的寿命直接影响整个装置的运转，这也是设计中的一个不可缺少的部分，所以校核轴承是必须的。中

20、间轴承的校核中间轴选用的是30208型圆锥滚子轴承，为缩短支撑距离选择正装。 1）求出轴承所受的径向力Fr1，Fr222Fr1RAZRAYFr22) 求出轴承所受的轴向力Fa1，Fa2 派生轴向力FdFr，C74000N因此：Fd11267213Fd2161N外加轴向载荷FaFd2Fd1， 所以轴承1被压紧，轴承2被放松。于是Fa1FaFd2Fa2Fd21613N 3）求轴承的当量动载荷1轴承x=，Y=2轴承x=，Y=取fp=PfXF2pNfpXFr1YFa13168r2a2YFN） 34）验算轴承寿命 因P求出轴承所受的径向力Fr1，Fr222Fr1RAZRAYFr2222) 求出轴承所受的轴向力Fa1，Fa2 派生轴向力FdFr， 因此：Fd1 Fd2 外加轴向载荷FaFd1Fd2， 所以轴承1被放松，轴承2被压紧。于是Fa1Fa2 3）求轴承的当量动载荷eFr215000N1轴承x=，Y=2轴承x=，Y=取fp=PfXF2pNfpXFr1YFa11291r2a2YFN5）验算轴承寿命 因P 1P2，故只需验算轴承2。106c10623000Lhhh24000h 寿命够 h3336360np2601440低速轴选用