机械设计课程设计设计说明书

1、转速:设计要求输入功率: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。 工作情况：工作平稳、单向运转鼓轮的扭 矩（N m）运输带速 度（m/s）鼓轮直径（mm）带速允 许偏差（%）使用期 限（年）工作制 度（班/日）8000.8300552原始 数据：电动总效率：电动机的功率：机的选择和运动参数计算1、 根据工作情况（工作平稳、单向运转），选择Y系列三相异步交流电动机2、选择电动机容量1 ）、确定电动机的工作功率 Pw工作机轴转速：工作机的输入功率（对于带式运输机可取工作机效率）：2 ）、确定电动机输出功率 Pd确定机械传动效率，由机械设计课程设计表 12-8查得： 圆柱齿轮传动（

2、7级精度）：；滚动轴承（球轴承）：；联轴器（弹性柱销联轴器）：，取工作机和川轴间的传动效率：；川轴和n轴间的传动效率： n轴和I轴间的传动效率：I轴和电动机轴间的传动效率：传动装置总效率：因此电动机的功率为：一3）、确定电动机转速由课程设计P7表2 1圆柱齿轮常用传动比：；则电动机转速可选范围因此，可选取电动机的转速为：；根据电动机的输出功率及转速 可选用电动机的型号为：Y132M2-6电动机型号额定功率（kW）|电动机转速电动机型号：Y132M2-6总传动比：高低速级传 动比：区域系数：端面重合度：弹性影响系数为：许用应力:圆周速度:纵向重合度：同步满载Y132M2-65.510009603

3、、传动装置的总传动比的确定及传动比的分配1）、总传动比：2 ）、分配各级传动比记高速级的传动比为，低速级的传动比为4、计算传动装置的运动和动力参数1 ）、各轴转速Inmm2）、各轴输入功率In1mn3）、各轴的输入转矩IIIn nnmmm轴号功率转矩转速传动比i效率电动机 轴4.8448.1596010.993I4.8147.859604.340.97n4.67201.77221.044.340.97m4.53849.4350.9310.983工作机4.44832.5550.93经以上运算得运动和动力参数如下:齿轮传动设计（一）高速级齿轮传动设计载荷系数：分度圆直径：载荷系数：螺旋角影响系数：

4、中心距：修正螺旋角：齿轮宽度：区域系数：端面重合度：弹性影响系数为：许用应力：圆周速度A. 选择精度等级、材料及齿数。1）根据题目的设计要求选用斜齿轮传动。2）根据机械设计P210表10-8，带式输送机速度不会很高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。选用两齿面均为软齿面，由机械设计P191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（调 质），硬度为240HBS,两者材料硬度相差 40HBS4）选择小齿轮齿数：，大齿轮齿数：，取。5）初选螺旋角为：。B. 按齿面接触疲劳强度设计，即：纵向重合度：载荷系数：分度圆直径：载荷系数：螺旋角影响

5、系数：（1）确定公式内的计算数值1）试选载荷系数：2）由机械设计图10-30选取区域系数:3）由图10-26查得端面重合度：4）小齿轮传递的转矩：5）由表10-7选取齿宽系数（两支承相对小齿轮对称布置）6）由表10-6查得材料的弹性影响系数为：7）由图10-21（d），按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度为8）由式10-13计算应力循环次数9）由图10-19，取接触疲劳寿命系数10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数（2） 计算1） 计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得:修正螺旋角为：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载荷平稳，原动机

6、为电动机，使用系数：圆周速度，7级精度，动载系数:由表10-4查得（小齿轮相对于支承对称布置） 由图10-3得：故载荷系数：6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径考虑到低速级所传递的转矩比较大，为了保证低速级齿轮传动的齿根接触疲劳强度，高速级齿轮传动的中心距不能太 小，因此，取7）计算模数C.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式内的计算数值1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从图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。由表10-5查得:5）由图10-20（c）查得：6）由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数为：7）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数8）计算大小齿轮的

7、取：（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则:D.几何尺寸计算（1）计算中心距：将中心距圆整为：（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数 、 等不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）就算齿轮宽度: 圆整后取：（5）齿顶圆直径：（6）齿根圆直径:（二）低速级齿轮传动设计A. 选择精度等级、材料及齿数。1）根据题目的设计要求选用斜齿轮传动。2）根据机械设计P210表10-8，带式输送机速度不会很高， 故选用7级精

8、度（GB10095-88）3）材料选择。选用两齿面均为软齿面，由机械设计P191表10-1，选择小齿轮材料为 40Cr （调质后表面淬火），硬度 为50HRC （相当于488HBS，大齿轮材料为 45钢（调质后 表面淬火），硬度为46HRC（相当于436HBS）,两者材料硬 度相差52HBS4）选择小齿轮齿数：，大齿轮齿数：，取。5）初选螺旋角为：。B. 按齿面接触疲劳强度设计，即：（1）确定公式内的计算数值1）试选载荷系数：2）由机械设计图10-30选取区域系数:3）由图10-26查得端面重合度：4）小齿轮传递的转矩：n5）因大小齿轮均为硬齿面，故宜取稍小的齿宽系数，取:6）由表10-6查得

9、材料的弹性影响系数为：7）由图10-21（e）,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度为8）由式10-13计算应力循环次数9）由图10-19，取接触疲劳寿命系数10）计算接触疲劳许用应力，取女全系数（2）计算1）计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载荷平稳，原动机为电动机，使用系数：圆周速度，7级精度，动载系数：由表10-4查得小齿轮相对于支承非对称布置、6级精度，但考虑到齿轮为7级精度，取由图10-3得：故载荷系数：6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数C. 按齿根弯曲疲劳强度设计（

10、1）确定公式内的计算数值1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从图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。由表 10-5查得：5）由图10-20（c）查得：6）由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数为：7）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数8）计算大小齿轮的取：（2） 设计计算 为了保证齿根弯曲疲劳强度可取 ，又因为该减速器 采用轴式结构，受高速级齿轮的中心距的限制， 同时又要保证传 动比，所以：得：取:D. 几何尺寸计算(1)由中心距，修正螺旋角为：因值改变不多，故参数 、 等不必修正(2) 计算大小齿轮的分度圆直径因为，所以低速级的齿轮传动也满足齿面接触疲劳强度的要

11、求。(3) 就算齿轮宽度：圆整并考虑到键的强度，取：(4) 齿顶圆直径：(5) 齿根圆直径:(三)各齿轮的尺寸如下齿轮模数m(mm)齿数Z螺旋角3中心 距a(mm)齿顶圆直径(mm)齿根圆直径(mm)高 速 级小齿 轮22714859.550.5大齿 轮117244.5235.5小齿轮大齿轮2.5229361.6350.38244.37233.12齿轮的结构设计（一）I轴上的小齿轮由机械设计P229,小齿轮齿根圆到键槽的底部的距离为（键的尺寸为）:，又 ,，因此，1轴应做成齿轮轴。（二）n轴上的小齿轮由机械设计P229,小齿轮齿根圆到键槽的底部的距离为（键的尺寸为）:，又,，因此，n轴上的小齿

12、轮应做成齿轮轴。（三）n轴上的大齿轮齿顶圆直径，因此该齿轮应采用腹板式结构,其尺寸为（图例详见机械设计图 10-39）:取取取（四）川轴上的大齿轮 齿顶圆直径，因此该齿轮应采用腹板式结构,其尺寸为（图例详见机械设计图 10-39）:取取取I轴的结构设计及校核n1、求各轴上的功率、转速、和扭矩项目 功率P （kw） 转速（r/min ） 扭矩（）I轴4.8196047.85n轴4.67221.04201.77川轴4.5350.93849.432、求作用在齿轮上的力1I轴上的小齿轮2 n轴上的大齿轮3 n轴上的小齿轮川轴上的大齿轮支撑跨距：3、初步确定轴的最小直径参考机械设计式 15-2初步估算轴

13、上的最小直径。I轴:试选材料45钢,调质处理。根据机械设计表15-3，取 Ao =118，于是得:n轴:试选材料45钢,调质处理。根据机械设计表15-3，取 Ao =114,于是得:计算应力为：弯曲应力为：扭转应力为：有效应力系数为：综合系数川轴：试选材料 45钢，调质处理。根据机械设计表 15-3,取A0=110，于是得:mm m4、次对轴进行设计计算（一）先设计m轴（输出轴）a）输出轴的最小直径显然是用来安装联轴器的直径。为了使所选的 轴直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选定联轴器的型号。 联轴器的计算扭矩m，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取。则：m按照计算扭矩应小于联轴器的公称扭矩

14、的条件，查标准 GB/T5014-1985或是手册（机械设计课程设计）,选用HL4型弹 性柱销联轴器，其公称扭矩为，半联轴器孔径50mm ,故 I n，半联轴器长 112mm，和轴配合的毂孔长度b）轴的结构设计2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求,In轴段右端需要制出一轴肩，故取 n m段的直径为 端用轴端挡板定位，按轴端直径取挡圈直径 轴器和轴相配合的毂孔长度只压在半联轴器上而不压在轴的端面上， 比的短一些，现取 i n 。n m；左。半联,为了保证轴端挡圈故i n段的长度初步选取滚动轴承因采用斜齿轮传动， 轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故为：安全系

15、数:弯曲应力为：扭转应力为：综合系数为：安全系数:计算扭矩:i nn mi nn mm采用角接触球轴承。参照工作的要求，并根据 n皿因为轴承受的轴向力较大，故选7212AC型轴承，其尺寸为：，故取皿,而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，在机械设计课程设计手册上查得7212AC型的轴承的定位轴肩高，因此,取。取安装齿轮处的轴段的直径；齿计算应力为：轮的左端和左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的齿顶圆直径为，故其结构采用腹板式，齿轮轮毂的宽度，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短 ，齿轮右端采用轴肩定位， 。则轴环处的直径为 ，取于轮毂宽度，故取轴肩高度；取，轴环宽度轴承端盖的总宽度为（由减

16、速器及轴承端盖的结构设计而定） 对轴承添加润滑脂的要求， 为，故取 n皿。根据轴承端盖的装拆及便于 取端盖的外端面和半联轴器的距离取小齿轮距箱体内壁的距离为，则大齿轮距箱体内壁的距离为16.5mm。考虑到箱体的焊接误差，在确定滚 动轴承位置时应距箱体内壁一点距离s。取。已知滚支承跨距:动轴承宽度，则出使两轴承相对齿轮成对称布置:3)至此输出轴的各段直径和长度已初步确定。轴上的零件的轴向定位齿轮和半联轴器的轴向定位均采用平键联接。按计算应力为：由表6-1查得大齿轮处平键的截面（GB/T1096-1979）,键槽用铳刀加工，长为，同时保证齿轮和轴相配合有良好的对中性，故选择齿轮毂和轴的配合为（齿轮

17、、联轴器和轴的配合在较少装拆的情况下选用小过盈配合）；同时半轴器和轴联接，选用平键，长，半联轴器和轴的配合为一。滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4） 确定轴上的圆角和倒角尺寸。参考机械设计课程设计表12-13 ,取联轴器倒角为;轴左端的倒角为，右端的倒角为o根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下:载荷水平面H垂直面V支反力弯距MO5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从机械设计课程设计手册中查取7212AC型轴承支点位置，作为外伸梁的轴的支撑跨距FiFtH川川川川川II从轴的 结构图以及弯距图和扭矩图中可以看出截面

18、 C是轴的危险面。 现将计算出的截面 C处的 、 和M的值列于下表：总弯距扭矩T出6）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距和扭矩的截面（危险面）的强度。根据机械设计式（15-5）及上标中的数值， 并取口 =0.6，轴的计算应力为：出材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得，因此，因此安全。7）精确校核轴的疲劳强度 参考机械设计P380可知，只需校核该轴截面的左右两侧即可。 截面左侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧的弯矩 M为：截面上的扭矩为：皿截面上的弯曲应力为：截面上的扭转应力为：轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得：截面上由于轴肩而形

19、成的理论应力集中系数及，按附表3-2查取。因 一，-，经插值后可查得：。又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为：故有效应力系数为：由附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，综合系数为：碳钢的特性系数取取于是计算安全系数：故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面右侧的弯矩 M为：截面上的扭矩为：皿截面上的弯曲应力为：截面上的扭转应力为：“过盈配合处的一，由附表3-8用插值法求出并取 一一轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数：故得综合系数为：碳钢的特性系数取 取 于是计算安全系数：故可知其安全。（二）

20、设计I轴（输入轴）a）输入轴的最小直径显然是用来安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选定联轴器的型号。联轴器的计算扭矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取。则：I按照计算扭矩应小于联轴器的公称扭矩的条件，查标准 GB/T5014-1985或是手册（机械设计课程设计）,选用HL2型弹 性柱销联轴器，其公称扭矩为，半联轴器孔径 24mm ,故 i n，半联轴器长 52mm，和轴配合的毂孔长度。b）轴的结构设计1）拟定轴上零件的转配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，in轴段右端需;左。半联要制出一轴肩，故取 n 川段的直

21、径为n皿端用轴端挡板定位，按轴端直径取挡圈直径,为了保证轴端挡圈故i n段的长度轴器和轴相配合的毂孔长度 只压在半联轴器上而不压在轴的端面上, 比的短一些，现取 【n初步选取滚动轴承因采用斜齿轮传动， 轴承同时受到径向力和轴向力的作用， 故 采用角接触球轴承。参照工作的要求，并根据 n皿,因为轴承受的轴向力较大，故选 7207AC型轴承，其尺寸为：，故取皿,而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，在机械设计课程设计手册上查得7207AC型的轴承的定位轴肩高，因此，取。 由齿轮的结构设计可知，该小齿轮应做成齿轮轴。已知齿轮的宽度，故取。 轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据

22、轴承端盖的装拆及便于 对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和半联轴器的距离为，故取n皿。取小齿轮距箱体内壁的距离为。考虑到箱体的焊接误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一点距离s。取。已知滚动轴承宽度，则出另外取：至此输入轴的各段直径和长度已初步确定。3）轴上的零件的轴向定位半轴器和轴采用平键联接，选用平键，长，半联轴器和轴的配合为 一。滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4）确定轴上的圆角和倒角尺寸。参考机械设计课程设计表12-13 ,取联轴器倒角为 ;轴左端的倒角为，右端倒角为。5）求轴上的载荷首先根据轴的结构作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，

23、从机械设计课程设计手册中查取7207AC点位置，作为外伸梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：rrIF-厶-%jT4/Jr Hf fjn-Fn-v_T.mu从轴的 结构图以及弯距图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。现将计算出的截面 C处的、 和M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯距M总弯距扭矩T出6）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距和扭矩的截面（危险面）的强度。根据机械设计式（15-5）及上标中的数值， 并取=0.6，轴的计算应力为：材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得 ，因此，因此安全。（三）设计n轴（中间轴）a

24、）拟定轴上零件的转配方案。b）轴的结构设计1）中间轴的最小直径显然是用来安装轴承处轴承的内径。 为了使所选的轴直径和轴承的孔径相适应，故需同时选定轴承的型号。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度CD初步选取滚动轴承因采用斜齿轮传动， 轴承同时受到径向力和轴向力的作用， 故 采用圆锥滚子轴承。参考机械设计课程设计P137表15-4选取轴承30208 ,其尺寸为：，故取 i n，由对I、m轴的设计可知，n轴上小齿轮和箱体内壁的距离为14mm ,大齿轮和箱体内壁的距离为16.5mm，又轴承宽度，取齿轮轮毂比阶梯长3mm，则:由齿轮的结构设计可知，小齿轮处应做成齿轮轴，已知小齿轮轮毂宽度为,故

25、取 n m取安装大齿轮处的轴段-的直径为知大齿轮的轮毂宽度为，故取 由于该减速器采用同轴式结构。取I轴和m轴上两相距较近的轴承的间距为 9mm，则可得n轴上两齿轮的间距为另外，大齿轮有一端采用轴肩定位，故取：出 为了方便小齿轮的加工， 在川轴段的左边制一退刀槽，其宽度为5mm，深度为3mm。至此中间轴的各段直径和长度已初步确定。3) 轴上的零件的周向定位按，由表6-1查得大齿轮处平键的截面(GB/T1096-1979)，键槽用铳刀加工，长为，同时保证齿轮和轴相配合有良好的对中性，故选择齿轮毂和轴的配合为(齿轮、联轴器和轴的配合在较少装拆的情况下选用小过盈配合)。滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来

26、保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸。参考机械设计课程设计表12-13，轴的两端的倒角为，各轴肩处的圆角半径为。5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构作出轴的计算简图。 在确定轴承的支点位置 时，从机械设计课程设计 手册中查取30208型轴承支点位 置，作为简支梁的轴的支撑跨距：。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：F H,从轴的结构图以及弯距图和扭矩图中可以看出小齿轮处为轴 的危险面。现将计算出危险截面处的、和M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯距M总弯距扭矩Tn6）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距和扭矩的截面（危险

27、面）的强度。根据机械设计式（15-5）及上标中的数值， 并取=0.6，轴的计算应力为：n材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得因此，因此安全。径向载荷：派生轴向力：当量动载荷：轴承的寿命校核(一) 对I轴上的轴承进行校核查阅机械设计课程设计可知，角接触球轴承7207AC的。1) 求两轴承受到的径向载荷 和 从上面的轴的粗校核可知轴承的受力为：所以:2) 求两轴承的计算轴向力和对于7207AC型的轴承，按机械设计表13-7，轴承派生轴向力轴承寿命:厂Fi 匕 F| np$1I1JF-J因为：左端轴承被压紧：根据机械设计课程设计表 15-4由于：径向载荷:派生轴向力：小大当量动载荷：轴承

28、寿命:因轴承运转过程中受到较微的冲击，按机械设计表 13-6， 取，则由机械设计课程设计表15-4:因为，所以按计算轴承寿命：又因机器的寿命为：,因，故安全。(二)对n轴上的轴承进行校核查阅机械设计课程设计可知，圆锥滚子轴承30208 的。1)求两轴承受到的径向载荷和从上面的轴的粗校核可知轴承的受力为:径向载荷:派生轴向力：所以:当量动载荷：2) 求两轴承的计算轴向力和轴承寿命:对于30208型的轴承，查阅机械设计使用手册P917得丫=1.6, 轴承派生轴向力：小大 I小大右端轴承被压紧：根据机械设计课程设计表15-4由于：因轴承运转过程中受到较微的冲击，按机械设计表 13-6, 取，则由机械

29、设计课程设计表15-4:因为，所以按计算轴承寿命:又因机器的寿命为：，因，故安全。(三)对川轴上的轴承进行校核查阅机械设计课程设计可知，角接触球轴承7212AC的，。3) 求两轴承受到的径向载荷和从上面的轴的粗校核可知轴承的受力为：所以:4) 求两轴承的计算轴向力和对于7212AC型的轴承，按机械设计表13-7，轴承派生轴向力厂 F丄 FclTL21因为：左端轴承被压紧：根据机械设计课程设计表15-4由于:因轴承运转过程中受到较微的冲击，按机械设计表 13-6, 取，则由机械设计课程设计表15-4:因为，所以按计算轴承寿命:又因机器的寿命为:，故安全。键的校核这次设计所采用的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用应力 ，取。（一）校核I轴上的键 半联轴器处的键：键的尺寸为，长，工作长度为，接触长度为，则:I故安全，符合要求。（二）校核n轴上的键大齿轮上的键：键的尺寸为，长，工作长度为，接触长度为，则:n 故安全，符合要求。（三）校核川轴上的键半联轴器处的键：键的尺寸为，长，工作长度为，接触长度为，则:出故安全，符合要求。 大齿轮处的键：键的尺寸为，长工作长度为，接