机械设计课程设计(二级减速器)(含目录)

1、机械设计课程设计姓名：学号：班级：指导老师：目录一、 设计任务书(2)二、 系统总体方案设计(2)三、 电动机选择(3)四、 计算总传动比及分配各级的传动比(4)五、 传动参数的计算(4)六、 传动零件的设计计算(5)七、 轴的设计(9)八、 滚动轴承的选择与校核(20)九、 减速机机体结构尺寸的确定(21)十、减速机各部位附属零件的设计(22)十一、润滑方式的确定(23)十二、设计总结(23)参考文献资料(24)机械设计课程设计绞车传动装置的设计一、 设计任务书1，技术参数：卷筒圆周力F：12 kN卷筒转速n：35 r/min卷筒直径D：400 mm2，工作条件：间歇工作，载荷平稳，传动可逆

2、转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为±5%，两班制，工作年限10年（每年300个工作日）。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。 三、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书表3-1）=×3×××=0.99×0.993×0.97×0.97×0.98=0.8769联轴器传动的效率，取0.99；滚动轴承传动

3、的效率（球轴承），取0.99；，8级精度齿轮传动的效率，取0.97（表3-1）；卷动轴承传动的效率（滚子轴承），取0.98.(2) 电机所需的工作功率：P=P/P=Fv式中：P为所需电动机输出的功率，单位kW；P为工作机输入的功率，单位kW；为传动装置的总功率；F为工作机卷轴的圆周阻力，单位kN；v为工作机卷轴的线速度，单位m/s.其中， v=得 P =10.03kW3、确定电动机转速：卷筒转速n =35r/min按指导书P14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i=925，由于只有圆柱齿轮减速器，所以总传动比理时范围为i=925。故电动机转速的可选范围为n= i&

4、#215;n =（925）×35=315875r/min，符合这一范围的同步转速电动机只有750r/min一种。根据容量和转速，由指导书附表17-7查出有一种适用的电动机型号，其技术参数及传动比情况如下表：电动机型号额定功率P/kW电动机转速/(r/min)总传动比同步转速满载转速Y180L-81175073020.8574、确定电动机型号由于在容量和转速方面只有一种电动机符合要求，且电动机和传动装置的尺寸、重量以及减速器的传动比也符合要求，因此选定电动机型号为Y180L-8，额定功率为P=11kW，满载转速nm=730r/min。 四、计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=n

5、m/n=730/35=20.857 取高速级的传动比i1，低速级的传动比i2，减速器的传动比为i3 ， 其中i3=i，根据指导书中（3-7）得 i1 = 得 i1 =5.31 i2= i3/i1=20.857/5.31=3.93五、传动参数的计算 1、 各轴的转速n（r/min） 高速轴一的转速 n1=nm=730 中间轴二的转速 n2=n1/i1=730/5.31=137.476低速轴三的转速 n3=n2/i2=137.476/3.93=34.98 滚筒轴四的转速 n4= n3=34.98 2、 各轴的输入功率 P(kW)高速轴一的输入功率 P1= Pmc=11×0.99=10.8

6、9中间轴二的输入功率 P2=P11g=10.458低速轴三的输入功率 P3=P22g=10.042 滚筒轴四的输入功率 P4=P3gc=9.843 Pm 为电动机的额定功率；c为联轴器的效率；g为一对轴承的效率；1为高速级齿轮传动的效率；2为低速级齿轮传动的效率。 3、 各轴的输入转矩T（N·m） 高速轴一的输入转矩 T1=9550P1/n1=142.465 中间轴二的输入转矩 T2=9550P2/n2=726.482 低速轴三的输入转矩 T3=9550P3/n3=2741.598 滚筒轴四的输入转矩 T4=9550P4/n4=2687.268 根据以上数据列出各轴的传动参数的数据表

7、传动参数的数据表电机轴轴1轴2轴3滚动轴4功率P/kW1110.8910.45810.0429.843转矩T/( N·m)143.904142.465726.4822741.5982687.268转速n/(r/min)730730137.47634.9834.98传动比i15.313.931效率0.990.96030.96030.9801六、传动零件的设计计算 圆柱直齿轮传动的设计计算（1）高速级的一对齿轮的设计。 根据要求所示，所传递的功率不大，所以齿轮采用软齿面，根据表10-1可查得，小齿轮为40Cr经调质处理，硬度为280HBS，大齿轮为45钢调质处理硬度为240HBS，都是一

8、般传动，采用8级精度。压力角为=20o 先选小齿轮为Z1=24,则大齿轮为Z2=i1Z1=5.31×24=1281. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d 试选载荷系数为Kt=1.3根据表10-7选得齿宽系数d=1根据表10-6选得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 1/2根据已知条件可以算出转矩T1=142465N·mm由图10-21d查的小齿轮的接触疲劳强度lim1=600 Mpa 大齿轮接触疲劳强度为lim2=550 Mpa由式10-13计算应力循环系数N1=60=60×730×2×8×300&#

9、215;10×1=2.1024×109N2=N1/5.31=0.3959×109由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 KHN2=0.95取失效概率为0.01 安全系数为S=11=0.91×600=546 MPa2=0.95×320=522.5 MPa计算带入较小值得出d1t 71.311mm圆周速度=2.726m/s计算齿宽b b=d·d=71.311mm模数mt=d1t/Z1=71.311/24=2.971mm齿高h=2.25mt=2.25×2.971=6.68mm则齿宽与齿高之比为 b/h=71.311/6

10、.68=10.675计算载荷系数 根据v=2.726m/s 8级精度由图10-8查的Kv=1.15 直齿轮 =1(P195)由表10-2查的使用系数KA=1由表10-4查的疲劳强度计算的齿向载荷分布系数=1.421由图10-13得弯曲强度计算的齿向载荷系数=1.35故载荷系数K=1×1.15×1×1.421=1.634由（10-10a）得=79.035mm计算模数m=d1/Z1=79.035/24= 3.292、按齿根弯曲强度设计由图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa 大齿轮FE2=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=

11、0.85KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.3（1.251.5）F1=0.85×500/1.3=326.92 MPaF2=0.90×380/1.3=263.08 MPa计算载荷系数K=1×1.15×1×1.38=1.587由表10-5查的齿形系数得YFa1=2.65 YFa2=2.1576齿形校正系数YSa1=1.58 YSa2=1.8496设计计算得出 m2.28经圆整m=2.5算出小齿轮齿数Z1= d1/m=32大齿轮Z2=170几何尺寸计算小齿轮分度圆直径 d1=Z1m=32×2.5=80mmd2=Z4m=170

12、5;2.5=425mm中心距a=（d1+d2）/2=252.5mm齿轮宽度 b=dd1=1×80=80mm小齿轮齿宽B1=85mm 大齿轮齿宽B2=80mm（2）低速级齿轮设计 1、按接触疲劳强度设计与第一组齿轮设计类似 取小齿轮Z3=26 根据Z4=i2Z3=26×3.93=103按照以上的步骤可得N3=60=60×137.476×1×2×8×300×10=0.3959×109N4=N3/3.93=0.1007×109由前面可得T2=726482N·mm材料和强度都按以前的数据此时取

13、接触疲劳寿命系数 KHN3=0.95 KHN4=0.991=0.95×600=576 MPa2=0.99×550=544.5 MPa=121.59mm圆周速度=0.875m/sb=1×121.59=121.59模数 mt=121.59/26=4.6765h=2.25mt=2.25×4.6765=10.52b/h=121.59/10.52=11.558根据v=0.875m/s 8级精度 Kv=1.08直齿轮=1由表10-2查的KA=1由表10-4查的=1.475由图10-13得则载荷系数K=1×1.08×1×1.475=1.5

14、49=128.90mmm=128.90/26=4.96mm2、按弯曲疲劳强度计算由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90KFN2=0.95取弯曲疲劳安全系数S=1.3（1.251.5）F1=0.90×500/1.3=346.15 MPaF2=0.95×380/1.3=277.69MPa计算载荷系数K=1×1.08×1×1.43=1.544由表10-5查的齿形系数得YFa1=2.6 YFa2=2.1824齿形校正系数YSa1=1.595 YSa2=1.7924设计计算m3.60对比圆整后的m为4经圆整m=4算出小齿轮齿数Z3=33大齿轮

15、Z4=127几何尺寸计算分度圆直径 d3=Z3m=33×4=132mmd4=Z4m=127×4=508mm中心距a=（d3+d4）/2=320mm齿轮宽度 b=dd3=1×132=132mm小齿轮齿宽B3=137mm 大齿轮齿宽B4=132mm七、轴的设计计算 （1）高速轴的设计计算 根据前面已知我们可得到该轴上的功率是P1=10.69KW该轴上的转矩是T1=142465 N·mm 高速级的小齿轮的分度圆直径d1=80mmNN先初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调质处理。根据表表15-3，取A0=120，于是有根据轴上有键槽都在此基础上直径有增量的

16、出最后的为31mm，我们根据电动机的选择Y180L-8型号，查设计教程上的表17-9可得电动机的轴径为48mm，在由电动机的计算转矩为187.075 N·m,再查17-4可得联轴器选为LT7型号，其轴径为40-48mm，则轴的最小轴径我们选为42，即与联轴器相连的轴径为d1=42mm（如下图中的d1），半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm，则取=82mm。初步拟定轴上零件的装配方案如下： 由联轴器的选择我们可以得到d1=42mm,则d2=46mm,d3上装载轴承，根据轴承的选择为6010深沟球轴承，查得其参数为d×D×B=50

17、5;80×16，可知轴承宽度为16mm 内径为50mm，得出d3=50mm，查指导书中表15-2得d4=56mm，d5=66mm，d7根据轴承知道为50mm，则d6=56mm。 根据联轴器的选定L0=84得，我们可定L6=82，L5中有轴承端盖一般选为20mm加上拆卸空间选定为30mm，L5=50mm，L4=24mm为轴承宽度，L1=16+8+16+4=44mm，B=16mm，b=12mm，L2=B1-4=81mmL3=137+20+16+8-12=169mm, 齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接，由表6-1查的齿轮与轴的连接平键的尺寸为16×10×70，联

18、轴器上的键尺寸为12×8×70，齿轮与轴的配合采取过度配合，允许有过盈配合的精确定位，所以选H7/r6，联轴器采取过度配合，但不允许过盈，所以选择H7/r6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用k6（具有小过盈量，木锤装配）。 参考表15-2，取轴端倒角为2×45。求轴上的各个载荷，做出简图可得如下根据轴上的布置，我们画出受力简图如上L1=66mm L2=223mmFH1根据以上的图所示，可以得出力、弯矩、扭矩。载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=2748.244N FNH2=813.381 NFNV1=1000.36 NFNV2=296.07 N弯矩MH=

19、181384.07 N·mmMv=66911.94 N·mm总弯矩=193332.33 N·mm扭矩T=142465N·mm 按弯扭合成强度校核轴的强度 根据上面的弯矩图和扭矩图我们可以知道在装载齿轮的面上强度最大，即这个面是最危险的，根据表中的数据，取=0.6轴的计算应力为12.037Mpa有前面所选定的材料45钢，调质处理，由表15-1查得=60Mpa。因此，关全。 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 和两段上的任意截面都只受扭矩作用， 每个直径都是由扭转强度算出的最小直径取得，所以无需校核。在此我们把与之间的截面定位面，我们只需校核面的左右两侧。截

20、面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×503=12500mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×503=25000mm3则截面的左侧弯矩为=103989.36N·mm截面上的扭矩T=142465 N·mm 截面上的弯曲应力为8.32MPa截面上的扭曲切应力5.7MPa由材料45钢，调质处理可查表15-1得 根据r/d= 2/50=0.04D/d=1.12 在查附表3-2中得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 ， 故有效应力集中系数为 由附图3-2和3-3得截面形状系数和 扭转剪切尺寸系数 由附图3-4得表面质量系数 表面未经强化处理即则按

21、式（3-12）及（3-12a）的综合系数 又由碳钢特性系数 知道于是，计算安全系数>>1.5 故知安全。截面右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。W=0.1d3=17561.6mmWT=0.2d3=35123.2 mm弯矩和扭矩都不变，其弯曲应力和扭转切应力为 由附表3-8求得 表面质量系数为故得综合系数为所以右侧安全系数为>>1.5故在右侧的截面强度也是足够的。综上所述，所设计的轴的强度符合强度要求。键的设计与校核已知mm，mm，N·m参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于3844，5058，所以联轴器与轴的连接平键的尺寸为b×h=12&#

22、215;8，齿轮与轴的连接平键的尺寸为b×h=16×10。查表得=100120MPa取联轴器处的键长为70mm，齿轮处的键长为70mm，=MPa<=18.84MPa<所以所选键为：b×h×l=12×8×70, b×h×l=16×10×70符合强度条件。（2）中间轴的设计计算材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35Mpa，A0=110各轴段直径的确定： 由, p=10.458,则46.51mm,段要装配轴承，取d1=50mm，选用6010轴承，=16+8+16+4=44mm装配

23、高速级大齿轮，确定直径为56mm，长度L2=B2-4=76mm，轴环段的直径为d3=64mm，长度L3确定第一根轴时，定为20mm，即L3=20mm，d4=56mm，可以计算出来，低速级的小齿轮不能做为轴齿轮，L4=137-4=133mm，d5与d1类似，即d5=50mm，L5=44mm，取齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。该轴总长为：L=317mm根据前面已知得出，d2=425mm，d3=132mm第二根中间轴的转矩T2=726.482，由受力分析可得N N 具体的弯矩图扭矩图如下：得出数据如表的载荷水平面H垂直面V 支反力FN

24、H1=6242.88N FNH2=8183.16 NFNV1=2272.21 NFNV2=2978.425 N 弯矩MH1=1198632.96N·mmMH2=761033.88 N·mmMv1=436264.32 N·mmMV2=276993.525 N·mm 总弯矩 =1275557.73 N·mm=809875.29 N·mm 扭矩T=726482 N·mm在这我们得出计算弯矩，根据计算弯矩得出危险截面的直径，因为材料选择调质，查得，查课本362页表15-1得许用弯曲应力，则：mm 在此我们选的每一个尺寸都是大于48.

25、79mm,则该轴的直径都选择的是安全的。键的设计与校核已知=56mm，T2 =726.482N·m参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于=5058所以取bh=1610查表得=100120MPa取低速级键长为125mm.取高速级键长为70mm，所以所选键为: 处bhl=161070 ，处 bhl=1610125符合强度条件。 (3)低速轴的设计计算 材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35Mpa，A0=110 第三根轴即低速轴的转矩为T3=2741598N·mm n3=34.98r/min功率P3=10.042kW 由, P3=3.652Kw,则最小直径为72.56

26、，则 根据轴承简图可以确定轴的形状，初步确定各段直径及其长度，轴输出的计算转矩为3564.077N·m查表17-9可得联轴器选为LT11型号，其轴径为80-110mm，我们可以定为80mm即d1=80mm，半联轴器的长度L=172mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L0=132mm，则取L1=130mm，d2=86mm，L2=50mm，d3=95mm即为轴承的内径为95mm，查表指导书15-2得轴承型号可确定为6019其宽度为24mm，则L3=24+8=32mm同时也可确定出d4=102mm，L4=80+20+8-12=96mm，d5=106mm,L5=12mm,d6=100mm L6=

27、132-4=128mm,d7=95mm L7=52mm。取齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。该轴总长为：500mm由d4=508mm，T3=2741.598 可得出N根据简图我们得出受力情况，由材料力学中的知识我们可以算出 水平方向上轴承所引起的支反力垂直方向上的支反力如下： 水平方向的弯矩为垂直方向的弯矩为在危险截面所产生的弯矩求危险截面当量弯矩：从图可见，装载齿轮截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查得，查课本364页表15-1得许用弯曲应力，则： 根据最不利的情况来看，还是能满足强

28、度要求即d1其弯矩图与扭矩图如下：FH1键的设计与校核已知=80mm，=100，=2741.598参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于=7585,所以取bh=2214，=95110，取bh=2816查表得=100120MPa取键长分别为125mm和110mm，所以所选键为: 处bhl=2214125，处bhl=2816110符合强度条件。八、滚动轴承的选择与校核计算高速轴的轴承：由前面可以知道n1=730r/min 两轴承径向反力： 轴向力： N初步计算当量动载荷P，根据P=根据表13-6，=1.01.2，取=1.2。根据表13-5，X=1所以P=1.211296.43=1555.716N

29、计算轴承6010的寿命：>48000故可以选用计算中间轴的轴承：已知n2=137.476 r/min两轴承径向反力： 轴向力均为0 初步计算当量动载荷P，根据P=根据表13-6，=1.01.2，取=1.2。根据表13-5，X=1所以P=1.21244.31=1493.172N P=1.24006.33=4807.596N计算轴承6010的寿命：>48000故可以选用。计算低速轴的轴承已知 r/min两轴承径向反力： 轴向力：为0 初步计算当量动载荷P，根据P=根据表13-6，=1.01.2，取=1.2。X=1所以P=1.23298.60=3958.32N计算轴承6019的寿命：&g

30、t;48000故可以选用。九、 减速器箱体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度11箱盖厚度（0.80.85）8mm9箱盖凸缘厚度13箱座凸缘厚度16箱座底凸缘厚度27地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目A>250mm6轴承旁联结螺栓直径M20盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M12视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）M10，至外箱壁的距离查手册表5-3342618，至凸缘边缘距离查手册表5-32816外箱壁至轴承端面距离=+（58）mm56大齿轮顶圆与内箱壁距离16齿轮端面与内箱壁距离13箱盖，箱座肋厚分别为0.85、

31、0.85810轴承端盖外径见图6-27140（I 轴）140（II 轴）205（III轴）轴承旁联结螺栓距离见图7-2145（I 轴）145（II 轴）210（III轴）十、减速器各部位附属零件的设计1)窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.(2)放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用

32、带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.(5)启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6）定位销为了保证剖分式

33、机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.(7)环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。(8)调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.(9)密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.十一、润滑方式的确定传动零件的润滑采用浸油润滑。 滚动轴承的润滑采用脂润滑 因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑

34、，装至规定高度。十二.设计总结经过二周的时间的设计完成了本课题带式输送机传动装置，该装置具有以下特点：1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比。2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。5）由于时

35、间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确，设计也不是十分恰当，但我认为通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考文献 李育锡主编 机械设计课程设计 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚主编 机械设计第八版 高等教育出版社 孙 桓 陈作模 葛文杰主编 机械原理第七版 高等教育出版社 裘文言 张继祖 瞿元赏主编 机械制图高等教育出版社 徐学林主编 互换性与测量技术基础湖南大学出版社F=12kNn=35r/minD=400mm=0.8769P=10.03kW电动机的型号为Y180L-8P=11kWnm=730r/mini=20.857i1=5.31i2=3.93i3=20.857n1=730n2=137