机械课程设计

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一课程设计书2二设计要求2三设计步骤2

1.传动装置总体设计方案3

2.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分派传动比54.计算传动装置的运动和动力参数55.设计V带和带轮66.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30

四设计小结31五参考资料32一.课程设计书设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:题号参数1

12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三.设计步骤

1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分派传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮6.齿轮的设计

7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计1.传动装置总体设计方案:

1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

2

η5Pwη2η3Iη1II图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率?a32?a??1?23?32?4?5＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759；

?1为V带的效率,?1为第一对轴承的效率，?3为其次对轴承的效率，?4为第三对轴承的效率，

?5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择

电动机所需工作功率为：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,执行机构的曲柄转速为n＝

1000?60v=82.76r/min，?D经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，

3

PdIIIη4IV选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速nm?1440r/min，同步转速1500r/min。

方电动额案机型定号功电动机电动参转速rmin

传动装置的传动比

机重考

量价

N格总V带减速

元传传器动动比47023016.12.37.025

底脚安地脚轴伸装键部3.确定传动装置的总传动

装尺螺栓尺寸位尺比和分派传动比

寸A孔直D×寸F×（1）总传动比

GD×B径KE由选定的电动机满载216×17836×128010×41转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n

1440/82.76＝17.40

4

满载转率同Ped步kw转1Y112M-4中心高寸L×HD1324速速15140040外型尺×（AC/2+AD）515×345×315/n＝

（2）分派传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则减速器传动比为i＝ia/i0＝17.40/2.3＝7.57

根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3.24，则i2＝i/i1＝2.334.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速

n?＝nm/i0＝1440/2.3＝626.09r/minnⅡ＝nⅠ/i1＝626.09/3.24＝193.24r/minnⅢ＝nⅡ/i2＝193.24/2.33=82.93r/min

nⅣ=nⅢ=82.93r/min

（2）各轴输入功率

PⅠ＝pd×?1＝3.25×0.96＝3.12kW

PⅡ＝pⅠ×η2×?3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWPⅢ＝PⅡ×η2×?3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW

则各轴的输出功率：

P?Ⅰ＝PⅠ×0.98=3.06kWP?Ⅱ＝PⅡ×0.98=2.84kW

P?Ⅲ＝PⅢ×0.98=2.65kWP?Ⅳ＝PⅣ×0.98=2.52kW

（3）各轴输入转矩T1=Td×i0×?1N·m电动机轴的输出转矩TPdd=9550

n=9550×3.25/1440=21.55N·m所以:TⅠ＝Td×i0×?1=21.55×2.3×0.96=47.58N·m

TⅡ＝TⅠ×i1×?1×?2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N·m

TⅢ＝TⅡ×i2×?2×?3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mTⅣ=TⅢ×?3×?4=311.35×0.95×0.97=286.91N·m

输出转矩：T?Ⅰ＝TⅠ×0.98=46.63N·m

T?Ⅱ＝TⅡ×0.98=140.66N·mT?Ⅲ＝TⅢ×0.98=305.12N·mT?Ⅳ＝TⅣ×0.98=281.17N·m

5

运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW输入电动机轴1轴2轴3轴4轴3.122.902.702.573.062.842.652.5247.5846.63143.53140.66311.35305.12286.91281.17626.09193.2482.9382.93输出3.25输入转矩TNm转输出21.55r/min1440速6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算

１．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理

①材料：高速级小齿轮选用45?钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z1=24

高速级大齿轮选用45?钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=i×Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.②齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸加强。２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?()u[?H]确定各参数的值:①试选Kt=1.6

查课本P215图10-30选取区域系数ZH=2.433由课本P214图10-26??1?0.78??2?0.82

则???0.78?0.82?1.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

6

N1=60n1jLh=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×109h

N2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=

Z2Z)1③查课本P20310-19图得：K??1=0.93K??2=0.96④齿轮的疲乏强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得:[?KHN1?Hlim1H]1=S=0.93×550=511.5MPa[?H]2=

KHN2?Hlim2S=0.96×450=432MPa许用接触应力

[?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(511.5?432)/2?471.75MPa

⑤查课本由P198表10-6得：ZE=189.8MPa由P201表10-7得:?d=1

T=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.19/626.09

=4.86×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3d2KtT1?1ZHZE1t???ud??u?([?)2H]3=

2?1.6?4.86?1044.242.4331?1.6?3.25?(?189.8471.75)2?49.53mm

②计算圆周速度?

???d1tn13.14?49.53?626.60?1000?0960?1000?1.62m/s

③计算齿宽b和模数mnt计算齿宽b

b=?d?d1t=49.53mm计算摸数mn初选螺旋角?=14?

m1tcos?nt=

dZ?49.53?cos14?2.00mm124④计算齿宽与高之比bh

7

齿高h=2.25mnt=2.25×2.00=4.50mm

bh=49.534.5=11.01⑤计算纵向重合度

???=0.318?d?1tan??0.318?1?24?tan14=1.903

⑥计算载荷系数K使用系数KA=1

根据v?1.62m/s,7级精度,查课本由P192表10-8得动载系数KV=1.07,

查课本由P194表10-4得KH?的计算公式:K2H?=1.12?0.18(1?0.6?d)??2?3d+0.23×10×b

=1.12+0.18(1+0.6?1)×1+0.23×10?3×49.53=1.42查课本由P195表10-13得:KF?=1.35查课本由P193表10-3得:KH?=KF?=1.2故载荷系数:

K＝KKKH?KH?=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d33K/K1=d1tt=49.53×

1.821.6=51.73mm⑧计算模数mn

m1cos?n=

dZ?51.73?cos14?2.09mm1244.齿根弯曲疲乏强度设计

由弯曲强度的设计公式

3m1Y?cos2?YF?YSn≥

2KT?2(?dZ1?a[?)F]

⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m确定齿数z

由于是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允许②计算当量齿数

z＝z/cos

＝24/cos314?＝26.27

8

z＝z/cos＝78/cos314＝85.43

＝1

?③初选齿宽系数④初选螺旋角初定螺旋角

K＝KKK

按对称布置，由表查得

＝14

⑤载荷系数K

K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y

查课本由P197表10-5得:齿形系数Y

⑦重合度系数Y端面重合度近似为×cos14?＝1.655＝arctg（tg

/cos）＝arctg（tg20/cos14?）＝20.64690＝14.07609

由于

＝

/cos

，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos

49.53?sin14o＝＝1.825,

??2.0911?）]cos?＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]Z1Z2＝2.592Y＝2.211

＝1.774

应力校正系数Y＝1.596Y

＝[1.88-3.2×（

/＝0.673

⑧螺旋角系数Y轴向重合度Y＝1－

⑨计算大小齿轮的

YF?FS?[?F]＝0.78

安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查课本由P204表10-20c得到弯曲疲乏强度极限小齿轮?FF1?500MPa大齿轮?FF2?380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲乏寿命系数:

9

KFN1=0.86KFN2=0.93取弯曲疲乏安全系数S=1.4[?F]1=[?F]2=

YF?1FS?1[?F]1YF?2FS?2[?F]2KFN1?FF10.86?500??307.14S1.4KFN2?FF20.93?380??252.43S1.4??2.592?1.596?0.01347

307.142.211?1.774?0.01554

252.43大齿轮的数值大.选用.

⑵设计计算①计算模数

3mn?2?1.73?4.86?104?0.78?cos214?0.01554mm?1.26mm21?24?1.655对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲乏强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲乏强度，需要按接触疲乏强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:

51.73?cos14?z1==25.097取z1=25

mn那么z2=3.24×25=81②几何尺寸计算

计算中心距a=将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角

?=arccos

(?1??2)mn(25?81)?2?arccos?14.012?2?109.25(z1?z2)mn(25?81)2==109.25mm

2cos?2?cos14?因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1=d2=

z1mn25?2?=51.53mmcos?cos14.01z2mn81?2?=166.97mmcos?cos14.01计算齿轮宽度

B=?d1?1?51.53mm?51.53mm

10

圆整的B2?50

B1?55

（二）低速级齿轮传动的设计计算

⑴材料：低速级小齿轮选用45?钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数

Z1=30

速级大齿轮选用45?钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz2=2.33×30=69.9圆整取z2=70.⑵齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸加强。⑶按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45③试选??12o,查课本由P214图10-26查得

??1=0.83??2=0.88??=0.83+0.88=1.71

应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×108

NN14.45?1082=i?2.33?1.91×108由课本P203图10-19查得接触疲乏寿命系数KHN1=0.94KHN2=0.97查课本由P207图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限?Hlim1?600MPa,

大齿轮的接触疲乏强度极限?Hlim1?550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲乏许用应力[?KHN1?Hlim10.94?600H]1=S=

1?564MPa[?KHN2?Hlim2H]2=S=0.98×550/1=517MPa[?(?Hlim1??Hlim2)H]?2?540.5MPa

查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa选取齿宽系数?d?1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24

11

=14.33×104N.m

3d1t?2KtT1u?1ZHZE232?1.6?14.33?1043.332.45?189.82??()???()

?d??u[?H]1?1.712.33540.5=65.71mm2.计算圆周速度???d1tn260?1000???65.71?193.2460?1000?0.665m/s

3.计算齿宽

b=?dd1t=1×65.71=65.71mm4.计算齿宽与齿高之比bh模数m1tcos?nt=

dZ?65.71?cos1230?2.142mm1齿高h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

bh=65.71/5.4621=12.03

5.计算纵向重合度

???0.318?dz1tan??0.318?30?tan12?2.028

6.计算载荷系数K

K22H?=1.12+0.18(1+0.6?d)?d+0.23×10?3×b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×10?3×65.71=1.4231使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.04KF?=1.35KH?=KF?=1.2故载荷系数

K＝KAKvKH?KH?=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d33KK1=d1tt=65.71×

1.7761.3?72.91mm计算模数mcos?n?d1z?72.91?cos12?2.3772mm1303.按齿根弯曲强度设计

3m≥

2KT1Y2?cos????YF?YSdZ21??[?F]㈠确定公式内各计算数值

（1）计算小齿轮传递的转矩＝143.3kN·m（2）确定齿数z

12

由于是硬齿面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9传动比误差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5％，允许（3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1

（4）初选螺旋角初定螺旋角?＝12（5）载荷系数KK＝KKKK=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848（6）当量齿数

z＝z/cos

＝30/cos312?＝32.056z＝z/cos

＝70/cos312?＝74.797

由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

YF?1?2.491,YF?2?2.232YS?1?1.636,YS?2?1.751

（7）螺旋角系数Y轴向重合度＝＝2.03

Y＝1－

＝0.797

（8）计算大小齿轮的

YF?FS?[?

F]

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲乏强度极限?FE1?500MPa?FE2?380MPa

查课本由P202图10-18得弯曲疲乏寿命系数KFN1=0.90KFN2=0.93S=1.4[?1F]1=

KFN1?FES?0.90?5001.4?321.43MPa[?KFN2?FF2F]2=

S?0.93?3801.4?252.43MPa计算大小齿轮的

YFaFSa[?,并加以比较F]YFa1FSa12..491?1.[?]?636?0.01268F1321.43YFa2FSa22[??.232?1.751?0.01548F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.

13

①计算模数

3mn?2?1.6848?1.433?105?0.797?cos212?0.01548mm?1.5472mm21?30?1.71对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲乏强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲乏强度，需要按接触疲乏强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.

z=72.91?cos12?1m=27.77取z1=30

nz2=2.33×30=69.9取z2=70②初算主要尺寸计算中心距a=

(z1?z2)mn(30?2cos?=70)?22?cos12?=102.234mm

将中心距圆整为103mm修正螺旋角

?=arccos

(?1??2)mn2??arccos(30?70)?22?103?13.86因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正分度圆直径dz1mn30?21=

cos??cos12=61.34mmdz2mn2=

cos??70?2cos12=143.12mm计算齿轮宽度

b??dd1?1?72.91?72.91mm

圆整后取B1?75mmB2?80mm

14

2.31.6低速级大齿轮如上图：

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.33

2.各轴转速n

(r/min)nⅣ(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.93

15

3.各轴输入功率P

（kw）（kw）（kw）PⅣ(kw)3.122.902.702.57

4.各轴输入转矩T

(kN·m)TⅣ(kN·m)(kN·m)(kN·m)47.58143.53311.35286.91

5.带轮主要参数

小轮直径大轮直径基准长度（mm）（mm）中心距a（mm）带的根数z（mm）9022447114005

7.传动轴承和传动轴的设计

1.传动轴承的设计

⑴.求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵.求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=143.21mm而F3t=

2Td?2?311.35143.21?10?3?4348.16N2

16

tan?ntan20o?4348.16??1630.06NFr=Ftcos?cos13.86o

Fa=Fttan?=4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

⑶.初步确定轴的最小直径

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本

P361表15?3取Ao?112

dmin?Ao3P3?35.763mmn3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠ?Ⅱ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本P343表14?1,选取Ka?1.5

Tca?KaT3?1.5?311.35?467.0275N?m

由于计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》22?112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

d1?40mm,故取dⅠ?Ⅱ?40mm.半联轴器的长度L?112mm.半联轴器与轴协同的毂孔长度为L1?84mm

⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故

取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ?Ⅲ?47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径

D?50mm半联轴器与轴协同的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上

而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取lⅠ?Ⅱ?82mm

②初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,应选用单列角接触

球轴承.参照工作要求并根据dⅡ?Ⅲ?47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

dD8585B1919d2D2轴承454558.860.573.27209AC70.27209B17

455050501008080902516162066.059.259.262.480.07309B70.97010C70.97010AC77.77210C

2.从动轴的设计

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d?D?B?50mm?80mm?16mm,故dⅢ?Ⅳ?dⅦ?Ⅷ?50mm;而lⅦ?Ⅷ?16mm.

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h?0.07d,取h?3.5mm,因此dⅣ?Ⅴ?57mm,

③取安装齿轮处的轴段dⅥ?Ⅶ?58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥ?Ⅶ?72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤ?Ⅵ?65mm.轴环宽度b?1.4h,取b=8mm.

④轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l?30mm,故取lⅡ?Ⅲ?50mm.

⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,

高速齿轮轮毂长L=50mm,则

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lⅦ?Ⅷ?T?s?a?(75?72)?(16?8?16?3)mm?43mm

lⅣ?Ⅴ?L?s?c?a?lⅢ?Ⅳ?lⅤ?Ⅵ?(50?8?20?16?24?8)mm?62mm

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

5.求轴上的载荷

首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,查《机械设计手册》20-149表20.6-7.

对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.L2?L3?114.8mm?60.8mm?175.6mm

FNH1?L3LLF.16?60.8t?4348?1506N2?3175.6F2NH2?LLF114.8t?4348.16??2843N2?L3175.6F?FaDFrL3NV1?2L?809N2?L3FNV2?Fr?FNV2?1630?809?821N

MH?172888.8N?mm

MV1?FNV1L2?809?114.8?92873.2N?mmMV2?FNV2L3?821?60.8?49916.8N?mm

M22221?MH?MV1?172889?92873?196255N?mmM2?179951N?mm

传动轴总体设计结构图: