机械设计课程设计

1、机械设计课程设计说明书姓名：系别：班级：学号：指导老师：机械设计课程设计题目题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器说 明：此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。传送简图如下：技术参数已知条件数据组号12345678鼓轮直径（mm300330350350380300360320传送带运行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75传送带从动轴所需扭矩（n - m7006706509501050900660900机械设计课程设计任务书、本任务书发给机自Y094班学生 楚兆平、请按计划书指定题号 中的第 4 组数据进行设计（见附页

2、）三、本任务规定的设计计算包括下列各项：1、传动装置总体设计计算;2、各传动零件的设计计算;3、一根主要轴设计计算;4、一对主要轴承的设计计算;5、各标准零件的选择;四、本任务书要求在答辩前完成1、主要部件的总装配图一张（ A1）；2、典型零件工作图2张（A3）;3、20 页左右的设计设计说明一份；一 设计要求1 题目名称 ： 两级圆柱斜齿轮减速器2 设计参数：（ 1）传送带运行速度 V=0.8m/s（2）鼓轮直径 D=300m（3 ）传送带从动轴所需扭矩 T=950N m3 设计说明：此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年， 户内使用。二 设计步骤1 传动

3、装置总体设计方案(1) 在高速级布置带传动将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。同时,有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。(2) 选用闭式圆柱斜齿轮采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载 能力。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2电动机的选择(1) 传送带所需功率鼓轮圆周力：F Tr5428.571N传送带所需功率：FWFv4.62kw1000 wW为传送带效率，取0.94(2) 传动系统总效率32总联 轴承 齿轮带=0.88其中查设计手册得:带

4、传动V带的效率1=0.94-0.971 = 0.96一对滚动轴承的效率2 =0.98-0.9952 = 0.99一对齿轮传动的效率3 =0.96-0.983= 0.97联轴器的效率4 =0.99-0.995取 4 = 0.99(3) 电机所需功率由设计手册可选取额定功率为5.5KW,同步转速1500r/min，满载转速 1440r/min 的Y132S-4型号三相异步电动机。3总传动比的确定和各级传动比的分配(1)传动装置总传动比(2)各级传动比的分配i=i 0i 1i 2i o其中为带传动传动比，i i为高速级传动比，i 2为低速级传动比初选i 0 =2,则减速器传动比i减=i i i 2

5、=i/ io =16.49由利于润滑原则：i i = （1.25-1.35 ） i 2由于 i 减12， = i i =1.35i 2所以可得 i 1 =4.72 i 2 =3.494各轴运动参数及动力参数转速：n0n功率i:P0Pn扭矩：T09550 旦n。电机轴:n1=1440r/mi n, P1=5.5KW, T1=36.48Nm高速轴:n2=720r/mi n, P2=5.28KW, T2=70.03Nm中间轴:n3=152.54r/mi n, P3=5.07KW, T3=317.42Nm低速轴:n4=43.65r/mi n, P4=4.84KW, T4=1058.92Nm5传动设计(

6、1)V带传动设计原始数据：传递功率：P=P=5.5KW 主动轮转速:n1=1440r/mi n,传动比i 0=21 ）确定计算功率 PcPc =K A Ped根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机。由设计手册查得工作系数KA=1.2Pc =KaX Ped =6.6 kw2 ）选取普通V带带型根据Pc, n0确定选用普通V带A型。3）确定带轮基准直径a. 初选小带轮基准直径 dd1 =100mm查设计手册选取 105.5mmb. 验算带速 5m/s V 20m/sdd1 n1v60 1000105.5 144060 10007.95 m/s5m/sV25m/s带的速度合适。c.

7、计算dd2dd2 i0ddq200 mm查手册取 dd2 =205.5 mm4)确定普V带的基准长度和传动中心距根据 0.7 ( ddl + dd2) a 0 2 ( ddl+dd2)2197.7mm a o1200主动轮上的包角合适计算V带的根数ZP0基本额定功率查设计手册PP额定功率的增量查设计手册得 P0=1.36kwP0=0.17kw包角修正系数查设计手册得 K =0.95Ki 长度系数查设计手册得Ki =0.93- Z=4.8（P。P）K Ki取Z=5根7）计算预紧力F。q V带单位长度质量查设计手册q=0.1kg/mP 2 52F0 min 500 产（沪 1） qv2=139.5

8、NZv K应使带的实际出拉力 F0 F0 min8 )计算作用在轴上的压轴力Fp9 )带传动主要参数汇总表带型Ld mmZdd1mmdd2mma mmF0NFpNA12505105.5205.5311.5139.51381.59(2)高速级齿轮传动设计选齿轮类、精度等级、材料及齿数a. 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；b. 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度;c. 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动d.小齿轮材料：45号钢调质e. 接触疲劳强度极限 H iim 1800 MPaf. 弯曲疲劳强度极限 FE1 640 Mpag. 大齿轮材料：45号钢正火h. 接触疲

9、劳强度极限 H Iim 2800 MPai.弯曲疲劳强度极限FE2 640 Mpaj.初选小齿轮齿数 Z122大齿轮齿数 Z2 =乙i = 103.84，取104初选螺旋角=15按齿面接触强度设计 计算公式：d1t2KtT1 u 12ZeZh确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数Kt 1.5mm小齿轮传递的转矩 T1 T 7.0 104 N mm齿宽系数d 1材料的弹性影响系数 ZE 189.8 Mpa1/2区域系数Zh2 cos bd =2.425V sin t cos t端面重合度：其中接触疲劳许用应力取安全系数 Sh=1.2 , Sf=1.4小齿轮上的转矩 T 9.55 103卫 7.0

10、03 104n.mmn计算齿轮分度圆直径：d1t32KtT 卩 1 (Zh ZE)2 =40.6mmYdUH1圆周速度:dltin1=1.531m/s60 1000齿宽:b= dd1t =40.6mm宽高比：b/h=10.123载荷系数K:根据计算所得重新查得各系数，Kv=1.12 , Ka=1.4, K a=1, K hb=1.45K=K vKaKAKHB=2.3K修正d1: d1d1t3； =46,817mmKt计算模数:mnd1 cos2.056,取标准模数为2计算齿数:Z计算几何尺寸:Z1d1 cos22.61 ，取为23.mn2 = z 1xi 1=106.72,取为107mn(Z1

11、2 cosZ2)135mm修正螺旋角：cos1 mn(Z1 Z2)15.642。 2a中心距:分度圆直径：d1 凹兰 47.769mmcos同理得 d2=222.23mm齿宽：b= dd1t =47.769mm,取 B=48mm, B=53mm按齿轮弯曲强度验算：载荷系数KK=KvKaKAKFB=2.12齿形系数：求得当量齿数 Zv1=25.757, z v2=119.826圆周力Ft:Ft=2T/d=2932.027N螺旋角影响系数：Y b=0.739安全齿轮结构设计：齿顶圆直径：da1=d1+2 ha=49.769mmda2=d2+2 ha=224.23mm齿根圆直径：dfi =di-2

12、hf=45.769mmdf2 =d2-2 hf=220.23mm(3) 低速级齿轮传动设计选齿轮类、精度等级、材料及齿数a. 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；8级精度;b. 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用c. 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动d. 小齿轮材料：45号钢调质e. 接触疲劳强度极限H iim 1 800 MPaf. 弯曲疲劳强度极限FE1 640 Mpag. 大齿轮材料：45号钢正火h. 接触疲劳强度极限H Iim 2800 MPai.弯曲疲劳强度极限FE2 640 Mpaj.初选小齿轮齿数 Z140大齿轮齿数 Z2 =乙i = 139.6，取140初选

13、螺旋角=15o按齿面接触强度设计 计算公式：d1t3 2KtT1 U 1 ZeZh duH2mm1) 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数Kt 1.5小齿轮传递的转矩 T1T 3.174 105N mm齿宽系数d 1材料的弹性影响系数 Ze 189.8 Mpa1/2区域系数Zh2 cos b, sin tcos t =2.425端面重合度：其中接触疲劳许用应力取安全系数 Sh=1.2，Sf=1.4小齿轮上的转矩 T 9.55 103 3.174 105n.mmn圆周速度:dj n!60 1000=0.531m/s齿宽:b= dd1t =66.953mm宽高比： b/h=13.804载荷系数K

14、:根据计算所得重新查得各系数，Kv=1.06 , Ka=1.4, K a=1, K hb=1.45K=K VKaKKH=2.15取标准模数为2.5计算模数:Z1修正d1: d1计算齿数:Z1d1 cos29.13，取为29.mn2 = z 1xi 1=101.21,101中心距：a mn(z1 z2)168mm2 cos取为计算几何尺寸:修正螺旋角：cos1 豐a Z2)14.701分度圆直径：d174.953mmcos同理得 d2=261.045mm齿宽：b= dd1t =74.953mm,取 B=75mm, B=80mm按齿轮弯曲强度验算：载荷系数KK=KVKaKAKFEF2.03圆周力F

15、t:Ft=2T/d=8469.3N齿形系数：求得当量齿数 Zvi=30.779, z v2=107.115螺旋角影响系数：Y b=0.7199安全齿轮结构设计：齿顶圆直径：da1=d1+2 ha=76.953mmda2=d2+2 ha=263.045mm齿根圆直径：df1 =d1-2 hf=72.953mmdf2 =d2-2 hf=259.045mm1234材料40钢调质40钢正火40钢调质40钢正火齿数2310729101模数2222齿宽53488075中心距135168齿轮设计主要参数列表(4) 减速器各轴结构设计:A.高速轴1) 选材：由于此轴为齿轮轴因此材料与1号齿轮材料相同采用 45

16、钢调质2) 确定最小轴径和长度：已知高速轴上的功率P=5.28KW转速n=720r/min , T=70.03Nm45钢的A值：.取 A=110选取轴承处轴径：d=30mm,初选7206角接触球轴承3) 确定各轴段直径：d仁25mm与带轮配合d2=27mm过渡到箱体内d3=30mm轴承内径决定d4=40mm 过渡用d5=da仁50mm采用齿轮轴 d6=40mm 过渡用 d7=30mm轴承决定4) 确定各轴段长度：I仁65mm与带轮配合 I2=50mm过渡长度I3=30mm轴承宽度加挡油圈l4=110mm 过渡长度l5=B1=53mm 齿宽I6=50mm过渡l7=30mm轴承宽度决定5) 弯扭结

17、合强度校核数据：带轮压轴力Fq=1381.59N ,齿轮：Ft=2932.027N, Fr=1108.202N, Fa=820.954N 计算支反力：水平面：刀 MB=0: 270.5F q-183F AR+23885Fa-71.5Fr=0得，Far=1716.63N刀 MA=0： 87.5F c+111.5Fr+183F BR+Fad2=0得，Fbr=1442.962N垂直面：刀 MB=0: 183FA71.5Ft=0得，Fav=1145.573N刀 F=0: Ft-F av=Fbv得，Fbv=1786.454N所以合支反力Fa ,fArFA2063.548N, Fb fBRfBV2296.

18、423N做弯矩图：水平面：5MRi=87.5Fq=1.209X10 Nmm4MRf71.5Fbr=8.785X10 Nmm垂直面：5MV=111.5Fav=1.277X10 Nmm合成弯矩：所以危险截面为齿轮轴径中点，M=M=55 105 Nmm扭矩为 7.003X104Nmm轴单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力取a=0.6, =60MPa安全B.中间轴1) 选材：由于此轴为齿轮轴因此材料与1号齿轮材料相同采用 45钢调质2) 确定最小轴径和长度：已知高速轴上的功率 P=5.07KW 转速n=152.54r/min , T=317.42Nm 45钢的A值：.取 A=110选取轴承处轴径：d=

19、40mm,初选7208角接触球轴承3) 确定各轴段直径：与齿轮配合与齿轮配合轴承决定齿轮轮毂齿轮轮毂轴承宽度加挡油圈d仁40mm轴承内径决定d2=45mmd3=52mm 轴环d4=45mmd5=25mm 过渡段d6=40mm4) 确定各轴段长度：l1=50mm轴承宽度加挡油圈 I2=78mmI3=6mm 轴环I4=46mml5=25mm 过渡段I6=40mm5）弯扭结合强度校核数据：齿轮：Ft2=2932.027N, Fr2=1108.202N, Fa2=820.954NFt3=8469.3N, Fr3=3186.9NFa3=2222.04N计算支反力：水平面：刀 MB=0: 37.477Fa

20、3+111.165Fa2+65Fr2-134Fr3=199F ar 得，Far=-906.919N刀 MA=0： 37.477Fa3+65Fr3+199F BR+111.165Fa2-144Fr2=0得，Fbr=-1171.779N垂直面：刀 MB=0: -199FAw134Ft3+65Ft2=0得，Fav=-4745.248N刀 F=0: Ft2-Ft3+F av=Fbv得，Fbv=-792.025N所以合支反力Fa ； fArFa； 4831.137N, Fb, F；rfBV1414.344N做弯矩图： 水平面：5MRi= -65F ar - Fa3d3/2=1.422X10 Nmm4MR

21、=Fa2d2/2+65FBR=8.53X10 Nmm垂直面：5M/1=-65F av=3.084X10 NmmM/2=65 FB/=5.148X104Nmm合成弯矩：所以危险截面为齿轮轴径中点，M=3.396 105Nmm扭矩为 7.003X104Nmm轴单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力取a=0.6, =60MPa安全C.低速轴1）选材：由于此轴为齿轮轴因此材料与1号齿轮材料相同采用 45钢调质2）确定最小轴径和长度：已知高速轴上的功率 P=4.84KW 转速n=43.65r/min ，T=1058.92Nm 45钢的A值：.取 A=110选取轴承处轴径：d=60mm,初选7212角接触球

22、轴承3）确定各轴段直径：d仁60mm轴承内径决定d2=70mm与齿轮配合d3=80m轴环d4=70mm过渡段d5=60mm轴承内径决定d6=65mm接联轴器4）确定各轴段长度：I仁53mm轴承宽度加挡油圈I2=73mm 齿轮轮毂l3=8mm轴环I4=80mm过渡段I5=32mm轴承宽度加挡油圈I6=40mm 接联轴器5）弯扭结合强度校核数据：齿轮：Ft3=8469.3N, Fr3=3186.9NFa3=2222.04N计算支反力：水平面：刀 MA=0： 37.477Fa3-66Fr3+202F br=0得，FbR=394.507N刀 F=0: Fr3- F br =Far得，Far=2792.

23、391N垂直面：刀 MA =0 : 0=66Ft3-202F bv得，Fbv=2767.197N刀 F = 0： F AV=Ft- F BV得，FaV=5702.103N所以合支反力2795.177N=60MPaFa；fArFA6349.128N, Fb F；rF：做弯矩图：水平面：5MRi= 66F ar =1.843X10 Nmm4MR= 136Fbr=5.36X10 Nmm垂直面：5MV=-66Fav=3.763X10 Nmm合成弯矩:所以危险截面为齿轮轴径中点，M=4.19 105 Nmm扭矩为 7.003X104Nmm轴单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力取a=0.6,安全(5) 轴

24、承寿命校核A.高速轴7206AC角接触球轴承径向力：Fa=2063.548N F b=2296.423N 轴向力：齿轮轴向力 Fa=820.954N对7000AC系列，内部轴向力为 Fs=0.68FrFsa=1403.213N Fsb=1561.568NFsa+Fa=2224.167NFsb所以A轴承被放松，B轴承被压紧。FAa=Fsa=1403.213NFBa=Fsa+Fa=2224.167N计算 Fp 当量动载荷：FAa/FA=0.68 FAb/F b=0.970.68 查设计手册可得， Xa=1.Ya=0,Xb=0.41,Yb=0.87, 取 fp=1.2Fpa=1.2(XaFA+YaF

25、Aa)=2476.258NFpb=1.2(XbFB+YbFAb)=3451.870N按B轴承验算，查的额定动载荷C=16.8KN1066小3 cFpb26685.84h 17520h（三年2班制)B.中间轴7208AC角接触球轴承径向力：Fa=4831.137N F b=1414.344N轴向力：齿轮轴向力 Fa=1401.086N对7000AC系列，内部轴向力为 Fs=0.68FrFsa=3285.173N Fsb=961.754NFsa+Fa=4686.172NFsb所以A轴承被放松，B轴承被压紧。FAa=Fsa=3285.173NFBa=Fsa+Fa=4686.172N计算 Fp 当量动

26、载荷：FAa/FA=0.68 FAb/F b=3.310.68查设计手册可得，Xa=1.Ya=0,Xb=0.41,Yb=0.87,取 fp=1.2Fpa=1.2(XaF A+YaFAa)=5797.36NFpb=1.2(XbFB+YbFAb)=4656.85N按B轴承验算,查的额定动载荷C=25.8KNL 106Lh3c 96301.56h 17520h(三年 2 班制) FpbC.低速轴7212AC 角接触球轴承径向力：Fa=6349.128N F b=2795.177N轴向力：齿轮轴向力 Fa=2222.03N对7000AC系列，内部轴向力为 Fs=0.68FrFsa=4317.407N

27、Fsb=1900.720NFsb+Fa=4122.76N0.68 查设计手册可得，Xa=1.Ya=0,Xb=0.41,Yb=0.87,取 fp=1.2Fpa=1.2(XaFA+YaFAa)=7618.954NFpb=1.2(XbFB+YbFAb)=3567.790N106 c6n1 Fpb按B轴承验算，查的额定动载荷C=42.8KN676877 h 17520h(三年 2 班制)(6) 键连接设计及校核A中间轴：与两个齿轮连接的两个圆头平键连接轴段的尺寸：d1=d2=45mm ,l1=78mm,l2=46mm查设计手册取 b=14mm h=9mm L仁 70m；b=14mm h=9mm L2=

28、40mm 取挤压应力=110MPa,工作长度 L=L1-b=56mm; L=L2-b=26mm 接触高度k=0.5h=4.5mm1=2T/kLd=55.98MPa; 2=2T/kLd=100.58MPaB低速轴：与一个齿轮连接的一个圆头平键连接轴段的尺寸：d=70mm ,l=73mm,查设计手册取 b=20mm h=12mm L=63m;取挤压应力=110MPa,工作长度 L=L-b=43mm;接触高度k=0.5h=4.5mm=2T/kLd=107.27MPa i.2 S i0mm齿轮端面至箱体内壁的距 离 S 8mm箱体外壁至轴承座端面的 距离lili=Ci+C2+（5 i0）=54mm(8

29、)联轴器选择减速器常通过联轴器与电动机轴、工作机轴相联接。联轴器的选择包括联轴器的类型和尺寸（或型号）等的合理选择。联轴器的类型应根据工作要求决定。联接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器、弹性柱 销联轴器。减速器低速轴与工作机轴联用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大， 又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器，例如滚子链联轴器、齿式联轴器。对于中。小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不很大时，也可选用弹性柱销联轴器这类弹性可移式联轴器。因为鼓轮轴与III轴在最终安装时很有可能出现相对位移，所以选用能补偿两轴位移的联轴器，根据工作情况，定为弹性柱销联轴器。查国标选用LX3型联轴器LX3联轴器参数（9）主要附件1. 窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查作公称扭矩许用转速轴孔直径轴孔长度转动惯量D卄（n- m为(r/mi n )(mm(mm(kg - ni)(mm宜 125047