机械设计课程设计设计用于传动设备用的二级圆柱斜齿轮减速器.doc

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1、 课程设计说明书 设计题目 ： 设计用于传动设备用的二级圆柱斜齿轮减速器 专 业：机械设计制造极其自动化 姓 名：x x x 学 号：x x x 指导老师：x x x 目 录设计任务书2第一部分 传动装置总体设计5第二部分 V带设计9第三部分 各齿轮的设计计算11第四部分 轴的设计20第五部分 校核26第六部分 减速器箱体的设计38第六部分 参考文献40机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一 总体布置简图二 工作情况：载荷平稳、单向旋转三 原始数据鼓轮的扭矩T（Nm）：380鼓轮的直径D（mm）：350运输带速度V（m/s）：0.85带速允许偏差

2、（）：5使用年限（年）：6工作制度（班/日）：1四 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图1张2 零件图3张3 设计说明书1份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写第一部分 传动装置总体设计一、 传动方案1） 外传动为V带传动。2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3）

3、 方案简图如下：二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。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。三、原动机选择（Y系列三

4、相交流异步电动机）工作机所需功率：Pw=Tn/9550=38046.382/9550=1.8456 =0.96 传动装置总效率： 其中：弹性套柱销联轴器（LT型基本型）闭式齿轮（7级精度）传动效率滚动轴承效率V型带传动效率电动机的输出功率： 取选择电动机为Y100L2-4型 （见课设表9-39）技术数据：额定功率（） 3 满载转矩（） 1420 额定转矩（） 2.2 最大转矩（） 2.2 Y100L2-4电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表9-39）A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：

5、315 BB：238 L：235四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配总传动比： 各级传动比分配： 初定 五、各轴的转速,功率和转矩转速： 功率： =扭矩： = 各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓 轮转速（r/min）1420473.33129.9546.3846.38功率（kW）32.2372.1262.0211.961转矩（Nm）45.445.134156.239416.139403.785第二部分 V带设计外传动带选为 普通V带传动 确定计算功率：1）、由表8-6（机设）查得工作情况系数 2）、由式 2、选择V带型号 查图8-8(机设)选A

6、型V带。3.确定带轮直径 （1）、参考图8-3（机设）及表8-7（机设）选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）（2）、验算带速 由式5-7（机设） （3）、从动带轮直径 查表8-7（机设） 取4.确定中心距和带长（1）、按式（5-23机设）初选中心距 取（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0查表8-2(机设)取带的基准长度Ld=1400mm(3)、按式(8-21机设)计算中心距:a (4)、按式确定中心距调整范围 5.验算小带轮包角1 由式(8-6机设) 6.确定V带根数Z (1)、由表（8-5a机设）查得 (2)、由表（8-5b机设）查得 (3)、由表查得（8-8机设）查得包角

7、系数 (4)、由表(8-2机设)查得长度系数 (5)、计算V带根数Z，由式（8-22机设） 取Z=3根 7计算单根V带初拉力F0，由式（8-23）机设。 由表8-4机设查得 8计算对轴的压力，由式（5-30机设）得 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径=96mm采用实心式结构。大带轮基准直径=286mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。第三部分 各齿轮的设计计算一：对高速级齿轮对：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.类型：圆柱斜齿轮2.精度：8级3.材料：由教材表10-1选择，小齿轮均选用40Cr（调质），小齿轮硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度为2

8、40HBS，二者相差40HBS。4选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数初选螺旋角。（二）按齿面接触强度设计由教材设计计算公式10-9a进行计算1确定公式内的各计算数值试选载荷系数由教材图10-3选取由教材图10-26查得 （4）计算小齿轮转速由前面的计算可知（5）查教材表10-7得（6）查教表10-6查得材料的弹性影响系数（7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限(8)由教材式10-13计算应力循环次数（9）由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数，(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材公式10-12得2.计算（1）计算试算小齿轮

9、分度圆直径，由计算公式得(2)计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数K已知使用系数。根据，8级精度，由教材图10-8查得动载荷系数，由教材表查得的计算公式：查教材表10-13得查教材表10-3得，所以载荷系数（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由教材（10-10a）得（7）计算模数（三）按齿根弯曲强度设计 1.确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度由教材图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数由教材表10-5查得（5）查取应力校正系数由教材表10-5查得（6）由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为由教

10、材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由教材式10-12得（7）计算大小齿轮的大齿轮数值大2.设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得模数2mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取3.几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为100mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取

11、二：对低速级齿轮对：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.类型：圆柱斜齿轮2.精度：8级3.材料：由教材表10-1选择，小齿轮均选用40Cr（调质），小齿轮硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差40HBS。4选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数，取，初选螺旋角（二）按齿面接触强度设计由教材设计计算公式10-9a进行计算1确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（2）由教材图10-3选取（3）由教材图10-26查得（4）计算小齿轮转速由前面的计算可知（5）查教材表10-7得（6）查教表10-6查得材料的弹性影响系数（7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触

12、疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限(8)由教材式10-13计算应力循环次数（9）由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数，(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材公式10-12得2计算（1）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得(2)计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数K已知使用系数。根据，8级精度，由教材图10-8查得动载荷系数，由教材表查得的计算公式：查教材表10-13得查教材表10-3得，所以载荷系数（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由教材（10-10a）得（7）计算模数（三）按齿根弯曲强度设计1.确定计算参数（1）

13、计算载荷系数（2）根据纵向重合度由教材图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数由教材表10-5查得（5）查取应力校正系数由教材表10-5查得（6）由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由教材式10-12得（7）计算大小齿轮的大齿轮数值大2.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得摸数3.0m

14、m可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取3.几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为130mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取验算传动比：所以满足设计要求。第四部分 轴的设计计算(一)输出轴的设计计算一：轴的强度核算：1：轴所受的力： 2.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取112，于是得，由于开了两个键槽，所以轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联

15、轴器的计算转矩，查教材表14-1取，又代入数据得查机械设计课程设计表9-21（GB/T4323-1984），选用HL4型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径d=45mm,所以二：轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在2-3段的左边加了一个轴肩，所以2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）选用30211型轴承所以，根据左轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知，齿轮的内径为60mm,则 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度 取5mm，所以。半联

16、轴器与轴配合的毂孔长度，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，所以长度应取短些，先取。轴承的端盖的总宽为27mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为30mm，所以2-3段上的轴段长，3-4段的长度等于齿轮的宽，。6-7段的长度原本等于齿轮的宽b=68mm，为使轴套能压紧齿轮，6-7段的长度应短些。取 。在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm，取齿轮距离箱体内壁a=16mm。所以，轴环的宽取b=10mm即。可由中间轴确定。至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距，。（2）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与

17、轴承内圈配合轴劲选用k6，联轴器与齿轮均采用A型普通平键联接，与联轴器配合的键为bhl=12mm8mm70mm 。GB/T 1096-1979 。与大齿轮配合的键为bhl=18mm11mm50mm 。GB/T 1096-1979 。（3）.轴上倒角与圆角为保证32011型轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为145。（二）中间轴的设计计算一：轴的强度核算：1：轴所受的力： 2：确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢。根据教材表15-3，

18、取，于是得，由于开了一个键槽，所以 轴的最小直径显然是安装轴承的直径。为了安全起见，取。二：轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）选用320/32型轴承所以，。2-3段的直接即为大齿轮的内径，3-4段的轴肩高，所以。取，4-5段的直径直接即为小齿轮的内径。轴段1的长度为轴承320/32型的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，。2-3段应比齿轮宽略小2mm，为。3-4段的长度为两齿轮间的距离，4-

19、5段应比齿轮宽略小2mm ，。取齿轮距离箱体内壁a=16mm。在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm，滚动轴承的宽度为T=17mm，。至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=49mm，L2=74mm，L3=63mm。（2）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，采用A型普通平键联接，与大齿轮配合的键为bhl=12mm8mm36mm 。GB/T 1096-1979 。与小齿轮配合的键为bhl=12mm8mm63mm 。GB/T 1096-1979 。（3）.轴上倒角与圆角为保证320/32

20、型轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为145。（三）高速轴的设计计算一：轴的强度核算：1：轴所受的力： 2：确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr调质处理。根据教材表15-3，取，于是得，由于开了一个键槽，所以 。轴的最小直径显然是安装V带的直径。为了使轴的直径和V带轮的孔径相适应，故需同时考虑到V带轮的宽度。取，。二：轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚

21、子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）选用320/28型轴承所以，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知 。 2）V带轮装配及便于对轴承添加润滑油要求，取端盖的外端面与V带轮的右端面的距离L=30mm，故取，3）取齿轮距离箱体内壁a=16mm。在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm，已知中间轴小齿轮的宽度为L=73mm，滚动轴承的宽度为T=16mm，。至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=97.1mm，L2=136.4mm，L3=52.4mm。（3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，

22、齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，与V带轮配合的键为bhl=6mm6mm45mm 。GB/T 1096-1979 。（4）.轴上倒角与圆角为保证320/28型轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为145。第五部分 校核一：轴的效核（一）输入轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴

23、上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40Cr钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取轴的计算应力结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。（二） 中间轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表

24、：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够（三）输出轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为

25、45钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。第五部分 校核一： 轴承的校核轴承的预期计算寿命1 输入轴上轴承的校核 （1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以 （2）计算轴承的轴向力查机械设计手册表（GB/T297-1994）得320/28型号轴承所以 （3）求轴承的动载荷查教材表13-5得对轴承1 对轴承2 查教材表13-6取冲击载荷因数（4）计算轴承的寿命所以 所以轴承满足寿命要求。2 中间轴上轴承的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可

26、知所以（2）计算轴承的轴向力查机械设计手册（GB/T297-1994）得320/32型号轴承所以（3）求轴承的动载荷查教材表13-5得对轴承1 对轴承2 查教材表13-6取冲击载荷因数（4）计算轴的寿命所以轴承满足寿命要求。（三） 输出轴上轴承的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）计算轴承的轴向力查机械设计手册（GB/T297-1994）得32011型号轴承所以（3）求轴承的动载荷查教材表13-5得对轴承1 对轴承2 查教材表13-6 取冲击载荷因数（4）计算轴的寿命所以轴承满足寿命要求。二：键的选择和校核1 输入轴上联轴器处的键（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，

27、选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为。参照半联轴器与轴配合的毂长和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由教材式（6-1）式中 由教材表6-2查取许用挤压应力为，满足强度要求。2 中间轴上键（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为。由于轴上是两个键，且设计时两键的都为，参照齿轮与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长，时，（2）强度验算 由教材式（6-1）当时：式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 当d=34mm时

28、： l=-b=63-12=51mm 3 输出轴上的键1）齿轮与轴联结处（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为.参照齿轮与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由教材式（6-1）式中 ，满足强度要求。2） 联轴器处（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为。参照齿轮与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由教材式（6-1）式中 ，满足强度要求。第六部分 减速器箱体的设计由

29、机械设计课程设计表4-17a.箱座壁厚： b.箱盖壁厚： 取c.箱座凸缘厚度： d.箱盖凸缘厚度：e.箱座底凸缘厚度： f.地脚螺钉直径： g.地脚螺钉通孔直径：h.地脚螺钉数目： i.沉头座直径：j.底座凸缘尺寸=k.箱体箱盖连接处凸缘尺寸=15+12=27l.轴承旁凸台处的半径m.轴承旁联接螺栓直径： 取n.机盖与机座联接螺栓直径：o.定位销直径：p.大齿顶圆与内机壁距离： q.齿轮端面与内机壁距离：r.箱座肋板的尺寸s.箱盖肋板的尺寸 t.吊耳环直径 u.钓钩半径v.轴承盖（轴承座的）的外径根据前面确定的轴承盖外径可得：输出轴 =90mm 中间轴 =58mm 输入轴 52mm轴承盖螺钉直

30、径 ，由计算选用螺钉，4颗w.确定箱盖顶部轮廓大齿轮一侧 以=124mm画弧 小齿轮一侧 以=99mm 画弧x.放油孔螺钉y.窥视孔长 宽 视孔盖通气孔视孔盖上的螺钉 直径 z.压配式圆形油标 视孔 A型压配式aa.底座凸缘尺寸： ab.箱座，箱盖凸缘尺寸： ac.箱体的总体尺寸的确定： 箱体外壁的长度：453mm 箱体内壁的宽度：170mm 箱体外壁的宽度：186mm 箱座底部的宽度：282mm 箱座顶部的宽度：258mm 箱盖的总体长度：507mm第七部分 参考文献1 机械原理主编：濮良贵 纪名刚 高等教育出版社2 机械设计主编：孙桓 陈作模 高等教育出版社3 机械设计课程设计主编：席伟光 扬光 李波 高等教育出版社4 机械设计基础课程设计主编：李海萍 机械工业出版社P=1.8465 KW=0.788P=3KW =96mm=286mm轴承的型号为30211轴承的型号为320/32轴承的型号为320/28