毕业设计-论文二级同轴式齿轮减速箱设计方案说明书.doc

机械设计课程设计减速箱设计计算及说明结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1、 总体布置简图2、 工作状况工作平稳、单向运转3、 原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）14000.7535051024、 设计内容（1） 电动机的选择与参数计算（2） 斜齿轮传动设计计算（3） 轴的设计（4） 滚动轴承的选择（5） 键和联轴器的选择与校核（6） 装配图、零件图的绘制（7） 设计计算说明书的编写5、 设计任务（1） 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）（2） 齿轮、轴零件图各一张（2号或2号图纸）（3） 设计计算说明书一份设计计算及说明结果二、 传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱三、 电动机的选择1、 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。2、 电动机容量） 工作机所需功率） 电动机的输出功率Pd传动装置的总效率式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下简称课程设计）表2-4查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，则故） 电动机额定功率Ped由课程设计表20-1选取电动机额定功率3、 电动机的转速） 工作机主轴转速设计计算及说明结果） 各级传动比可选范围由课程设计表2-1查得V带传动常用传动比范围，单级圆柱齿轮传动比范围，则总穿动比可选范围） 电动机转速的确定电动机转速的可选范围参考课程设计表320-3（Y系列三相异步电动机的参考比价），本着节约的原则选取4级电动机，同步转速1500r/min，满载转速4、 确定电动机型号由额定功率，同步转速1500r/min，选取电动机型号为Y132M-4，主要技术数据如下： 型号额定功率（kW）满载转速（r/min）Y132M-47.514402.2质量（kg）DEF×GDG2.381388010×833四、 传动装置的总传动比及其分配1、 总传动比2、 分配各级传动比取齿轮传动比则V带传动比同步转速1500r/min设计计算及说明结果五、 计算传动装置的运动和动力参数1、 各轴转速n（r/min）减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为：2、 各轴输入功率P（kW）；3、 各轴输入转矩T（N）设计计算及说明结果项目电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min）1440687.96167.7940.93功率（kW）7.206.916.646.38转矩（N）7.2095.99377.931487.99传动比2.094.14.1效率0.960.960.96六、 传动件的设计计算（一）、V带传动设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，且每天工作两班，查机械设计（V带传动计算参数全部参考此书）表8-6得，（2） 选择带型由计算功率，小带轮转速，查表8-8，8-9得选取普通A型V带（3） 处定带轮的基准直径dd1和dd2初选小带轮的基准直径dd1根据表8-3及表8-7，选取验算带的速度从动轮的基准直径，圆整取（4） 确定中心距a和带的基准长度Ld得取设计计算及说明结果根据表8-2，选取（5） 验算主动论上的包角1（6） 确定带的根数由表8-5a得；表8-5b得；表8-8得；表8-2得则，选取5根带（7） 带的预紧力.（8） 带传动作用在轴上的力5根设计计算及说明结果（二）、齿轮传动设计计算1、高速齿轮组（1） 选定齿轮类型、精度、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮选用7级精度材料：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，二者硬度差为40HBS初选小齿轮齿数：大齿轮齿数，圆整取初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值a) 试选b) 由机械设计（齿轮传动设计所用参数全部来自此书）图10-30选取区域h系数nc) 由图10-26查得，d) 小齿轮传递的传矩e) 由表10-7选取齿款系数f) 由表10-6查得材料弹性影响系数g) 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h) 应力循环次数：设计计算及说明结果i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数j) 接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1计算a) 小齿轮分度圆直径b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K使用系数设计计算及说明结果根据，7级精度，由图10-8得动载系数由表10-4查得由图10-13查得由表10-3查得故载荷系数f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径g) 模数（3） 按齿根弯曲强度设计确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数：由表10-5查得e) 查取应力校核系数：由表10-5查得设计计算及说明结果f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳安全系数S=1.4g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算取模数齿数（4） 取，则几何尺寸计算计算中心距，圆整为147mm设计计算及说明结果按圆整后的中心距修正螺旋角计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮齿宽圆整后取2、 低速齿轮组（1） 选定齿轮类型、精度、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮选用7级精度材料：选择大、小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC初选小齿轮齿数：大齿轮齿数，圆整取初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值a) 试选b) 由机械设计（齿轮传动设计所用参数全部来自此书）图10-30选取区域h系数nc) 由图10-26查得，设计计算及说明结果d) 小齿轮传递的传矩e) 由表10-7选取齿款系数f) 由表10-6查得材料弹性影响系数g) 由图10-21e按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限； h) 应力循环次数：i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数j) 接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1计算a) 小齿轮分度圆直径b) 计算圆周速度设计计算及说明结果c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e)f) 计算载荷系数Kg) 使用系数h) 根据，7级精度，由图10-8得动载系数i) 由表10-4查得j)k) 由图10-13查得l) 由表10-3查得m) 故载荷系数n) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径设计计算及说明结果o) 模数（3） 按齿根弯曲强度设计确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数：由表10-5查得e) 查取应力校核系数：由表10-5查得f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳安全系数S=1.4g) 计算大、小齿轮的，并加以比较设计计算及说明结果大齿轮的数值大设计计算取模数齿数取，则（4） 几何尺寸计算计算中心距，圆整为141mm按圆整后的中心距修正螺旋角计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮齿宽圆整后取设计计算及说明结果（三）总结最后选定齿轮的齿数分别为23和94，分度圆直径分别为和，中心距。高速齿轮组齿宽为60mm和65mm。低速齿轮由于毂孔过大，齿宽修正为70mm和75mm。七、 轴的设计计算（一）、高速齿轮轴1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T12、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为则圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45Cr调质处理。根据机械设计（关于轴的设计校核的参数均来自此书）表15-3，取，于是得输入轴的最小直径显然是安装V带轮处轴的直径d-。为了使所选的轴直径d-与V带轮的孔径相适应，故同时确定V带轮外形。由手册查得，选取V带轮的孔径为32mm，长度为65mm。4、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案用如图所示装配方案设计计算及说明结果设计计算及说明结果（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V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=38mm。V带轮与轴配合的毂孔长度L1=65mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=60mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=38mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为d×D×T=40mm×90mm×25.25mm，故d-=d-=40mm；而l-=25mm，l-=23mm。左、右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取得d-=d-=46mm。轴承端盖的总宽度为36mm（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，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离l=29mm，故取l-=65mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的联接，选用平键为10mm×8mm×56mm，V带轮与轴的配合为H7/k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图5、求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30308型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=19mm。因此，轴的支撑跨距L2+L3=53.5mm+53.5mm=107mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面A是轴的危险截面。先计算出截面A处的MH、MV及M的值列于下表。设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=1617NFNV1=2322N，FNH2=1993N弯矩MMH=0MV=172919 Nmm总弯矩M=172919 Nmm扭矩T1=95990 Nmm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面过盈配合引起应力集中，此点同时受弯矩和扭矩，且又和最大应力面A处很近，所以是最危险截面。又因为截面右侧不受任何径向力，所以只校核截面左侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T1为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得设计计算及说明结果过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得；轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为（二）低速轴1、求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T32、求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为则强度足够设计计算及说明结果圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45Cr调质处理。根据机械设计表15-3，取，于是得输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-。为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑为输送机，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150000Nmm。半联轴器的孔径d=60mm，故取d-=60mm；半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。4、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案用如图所示装配方案（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，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=68mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=100mm。设计计算及说明结果设计计算及说明结果初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=68mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承32214，其尺寸为d×D×T=70mm×125mm×33.25mm，故d-=d-=70mm；而l-=33mm，l-=31mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32214型轴承的定位轴肩高度h=9mm，因此，取得d-=88mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=80mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为97mm，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l-=92mm。轴承端盖的总宽度为30mm（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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离l=30mm，故取l-=60mm。考虑齿轮距箱体内壁之距离，及滚动轴承的宽度，取l-=45mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×90mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为22mm×14mm×80mm。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图5、求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于32214型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。因此，轴的支撑跨距L2+L3=61.5mm+61.5mm=123mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面A是轴的危险截面。先计算出截面A处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=6133NFNV1=1164N，FNH2=1471N弯矩MMH=377161 NmmMV1=71564 Nmm，MV1=218660 Nmm总弯矩M1=383890 Nmm，M2=435962 Nmm扭矩T3=14879900 Nmm设计计算及说明结果6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面过盈配合引起应力集中，此点同时受弯矩和扭矩，且又和最大应力面A处很近，所以是最危险截面。（2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得；轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为设计计算及说明结果故得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为（3）截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得设计计算及说明结果又由附图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得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为（三）中速齿轮轴1、求轴上的功率P2、转速n2和转矩T22、求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮；强度足够设计计算及说明结果低速级大齿轮；圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45Cr调质处理。根据机械设计表15-3，取，于是得输入轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径d-d-，则取d-=d-=35mm。4、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案用如图所示装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=35mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故l-=23mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30307型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取得d-=42mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=40mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，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l-=56mm。为了使大齿轮轴向定位，取d-=46mm，又由于考虑到高、低速轴的长度，取l-=105mm。考虑齿轮距箱体内壁之距离，及滚动轴承的宽度，取l-=20mm考虑齿轮距箱体内壁之距离，及滚动轴承的宽度和套筒的长度，取l-=44mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计计算及说明结果设计计算及说明结果（3）轴上零件的轴向定位齿轮半联轴器与轴的联接，选用平键为12mm×8mm×45mm。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图5、求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距L1+L2+L3=35mm+183.5mm+73.5mm=292mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面A是轴的危险截面。先计算出截面A处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5934N，FNH2=9566NFNV1=1876N，FNH2=4059N弯矩MMH=703085.8 NmmMV1=334296 Nmm，MV1=298304 Nmm总弯矩M=763751 Nmm扭矩T2=377930 Nmm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面左侧过盈配合引起应力集中；截面左侧受较大弯矩和扭矩，且直径较小，最终确定此两个面为危险截面。（2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T2为设计计算及说明结果截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得；轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为（3）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数设计计算及说明结果截面左侧的弯矩截面上的扭矩T2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，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集中系数为：由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为6故得综合系数为设计计算及说明结果所以轴在截面左侧的安全系数为八、 滚动轴承的选择及计算（一）、低速轴的轴承选用30308型圆锥滚子轴承，1、 两轴承所受的径向载荷由轴的校核过程中可知：2、 两轴承的计算轴向力左端压紧3、 轴承当量动载荷强度足够设计计算及说明结果4、 轴承寿命（二）中速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，1、 两轴承所受的径向载荷由轴的校核过程中可知：5、 两轴承的计算轴向力左端压紧强度足够设计计算及说明结果6、 轴承当量动载荷7、 轴承寿命（三）高速轴的轴承选用32214型圆锥滚子轴承，1、 两轴承所受的径向载荷由轴的校核过程中可知：2、 两轴承的计算轴向力强度足够设计计算及说明结果右端压紧3、 轴承当量动载荷4、 轴承寿命九、 键联结的选择及校核计算1、 V带轮处的键取普通平键10×63GB1096-792、 中速轴上大齿轮处的键取普通平键12×45GB1096-793、 低速轴上大齿轮处的键取普通平键22×80GB1096-79强度足够强度足够强度足够强度足够设计计算及说明结果4、 联轴器处的键取普通平键18×90GB1096-79十、 联轴器的选择选用HL6联轴器60×142GB5014-85（选择过程见轴的校核）十一、 减速器附件的选择1、 通气帽选用M36×22、 游标尺选用M163、 油塞选用M14×1.5十二、 润滑与密封由于高速轴上的小齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。十三、 设计小结在三个星期的努力后，我的同轴式减速箱设计方案终于全部出路炉了。无数的汗水换来了我的第一个完整的设计作品。先总结一下我的作品。这个作品最大的优点就是体积小巧，503mm×403mm×372mm的外形应该在安装上有一定的优势。其次就是质量过关，所有关键零件都经过精密校核，并达到设计要求。最后便是在电动机的选择等方面考虑到了节约的原则。这些优点也许很多其他同学的设计也能达到，所以并不算什么。更重要的是这次课程设计使我认识了、也学到了很多比书本知识更有用的东西：思维的缜密、知识的融汇。思维是否缜密决定着修改的次数，而机械制图知识的牢固程度又决定着画图的速度。就是在不停的修改中，我看到了自己在“机械设计”这门课程的学习上的不足，也让我更深入地掌握了这门课程，这也是这次“课程设计”的最大成果吧！总之，我们学到了很多，无论是知识上还是技能上的。同时我们也取得了很多经验教训，这同样对我的未来有很大价值。也许这次的设计不算完美，但她必将对我们将来的学习工作有很大帮助。十四、 参考资料目录1、简明机械设计手册，同济大学出版社，2002年5月2、新编机械设计手册，辽宁科学技术出版社，1996年9月3、机械设计，高等教育出版社，2003年5月4、机械设计/机械设计基础课程设计，高等教育出版社，2003年8月强度足够第 36 页 共 36 页