机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器(共25页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计设计说明书 设计题目 同轴式两级变速箱 机械设计制造及其自动化 专业 班级 学 设计人 指导教师 完成日期 2014年 9 月 11日 目录一、设计任务书二、传动方案的拟定及说明三、电动机的选择四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比五、计算传动装置的运动和动力参数六、传动件的设计计算七、轴的设计计算1.高速轴的设计2.中速轴的设计3.低速轴的设计八、滚动轴承的选择及计算1.高速轴的轴承2.中速轴的轴承 3.低速轴的轴承九、键联接的选择及校核计算十、联轴器的选择十一、减速器附件的选择和箱体的设计十二、润滑与密封十三、设计小结十四、参考资料设计计算及说明

2、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. 工作情况工作平稳、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）8500.83505524. 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3号图纸）(3) 设计计算说明书一份设计计算及说明

3、结果二、 传动方案的拟定及说明三、 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。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量(1) 卷筒轴的输出功率(2) 电动机的输出功率传动装置的总效率式中，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（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器，则故 (3) 电动机额定功率由第二十章表20-1选取电动机额定功率。3. 电动机的转速由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为设计计算及说明结果可见同步转速为750r/min、100

4、0r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比1Y132s-45.5150014406832.732Y132M2-65.510009708421.82由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的电动机传动比小，且比价低。因此，可采用方案2，选定电动机型号为Y132M2-6。四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 传动装置总传动比2. 分配各级传动比所得符合一般圆柱齿轮传动和两级

5、圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。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. 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各轴转矩高速轴中速轴低速轴转速（r/min）96020644功率（kW）4.544.364.19转矩（）45.16202.13909.42设计计算及说明结果六、 传动件的设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；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，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用

6、7级精度；3） 试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z2112的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角142 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.3（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（5） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（6） 由式1013计算应力循环次数 （7） 由图1019查得接触疲

7、劳寿命系数KHN10.95；KHN21.06（8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t=（2） 计算圆周速度v=1.72m/s（3） 计算齿宽bb=dd1t=134.242mm=32.242mm（4） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取根据v=1.72m/s,7级精度，由图108查得动载系数；由表104 由表1013查得由表103查得。故载荷系数 （5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=39.022mm（6） 计算模数mn mn =mm=1.5873 按齿根弯曲强度设计由

8、式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.778（3） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.62；YFa2=2.18由表105查得Ysa1=1.6；Ysa2=1.81（4） 计算FKFN1=0.85KFN2=0.88F1=303.57MpaF2=238.86MPa（5） 计算大、小齿轮的并加以比较= 大齿轮的数值大,所以取0.0165。2） 设计计算mntmn=1.54 几何尺寸计算1） 计算中心距z1=28.24，取z1=29z2=135aa圆整后取170mm2） 按圆整后的中

9、心距修正螺旋角=arcos3） 计算大、小齿轮的分度圆直径4） 计算齿轮宽度 七、 轴的设计计算拟定输入轴齿轮为左旋1. 高速轴的设计1 初步确定轴的最小直径d2 求作用在齿轮上的受力 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） YFa1=2.6YFa2=2.18Ysa1=1.6；Ysa2=1.81mn=1.5Z1=29Z2=135= 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-=26mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，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-=

10、75mm。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-=32mm，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30307，其尺寸为dDT=35mm80mm22.75mm，故d-=d-=35mm；而L-=21+21=42mm，L-=10mm。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=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=40mm，取L-=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖

11、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=24mm，故取L-=60mm。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带轮与轴的周向定位选用平键10mm8mm63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm8mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3622与V带轮键联接配合-57.8526定

12、位轴肩-36.7530与滚动轴承30306配合，套筒定位-6334与小齿轮键联接配合-640.4定位轴环-20.7530与滚动轴承30306配合总长度230.35mm（1） 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6207型深沟球轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。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C是轴的危险截面。先计算出截面C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F，C截面弯矩

13、M总弯矩扭矩（2） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速轴的设计(1) 初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15-3，取,于是得(2) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 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-=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚

14、子轴承30309，其尺寸为dDT=45mm100mm27.25mm，故L-=L-=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=100mm。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大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm9mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H

15、7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-41.2535与滚动轴承30307配合，套筒定位-5841.4与大齿轮键联接配合-94.7941.4定位轴环-6341.4与小齿轮键联接配合-43.2535与滚动轴承30307配合总长度385mm（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30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=76mm， L2=192.5，L

16、3=74.5mm。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C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。故安全设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。故安全设计计算及说明结果3. 低速轴的设计(1) 初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15-3，取，于是得 (2) 轴的结构

17、设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 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-=64mm。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-=105mm。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-=65mm，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30314，其尺寸为dDT=70mm150mm38mm，故d-=d-=70mm；而L-=38mm，L-=38+20=5

18、8mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=75mm；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100mm，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-=98mm。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。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

19、接，选用平键为18mm11mm80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm12mm80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3665与滚动轴承30313配合-2183轴环-5873与大齿轮以键联接配合，套筒定位-5965与滚动轴承30313配合-4263与端盖配合，做联轴器的轴向定位-8255与联轴器键联接配合总长度298mm设计计算及说明结果（3） 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

20、位置时，从手册中查取a值。对于30313型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为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B是轴的危险截面。先计算出截面B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FB截面弯矩M总弯矩扭矩（4） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。八、 滚动轴承的选择及计算I轴：1 求两轴承受到的径向载荷1、 轴承30206的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于

21、，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核895259000NII轴：1、 轴承30307的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核 2127159000NIII轴：2、 轴承32214的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核 1418059000N九、 键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得

22、键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） 高速轴上联轴器处的键取普通平键670GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键1270GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 低速轴上联轴器处的键取普通平键1670GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（4） 低速轴上大齿轮处的键取普通平键2080GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度 十、 联轴器的选择根据输出轴转矩，查课程设计表17-4选用LX4联轴器5684GB5014-85，其公称扭矩为符合要求。十一、 减速器附件的选择和箱体的设计1.

23、 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖， 。2. 通气器查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒。3. 油面指示器查表9-14，选用油标尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，选用外六角油塞及封油垫。5. 起吊装置查表9-20，选用箱盖吊耳， 箱座吊耳，6. 定位销查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A12407. 起盖螺钉查表13-7，选用GB5782-86 M8358. 箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚18箱体凸缘厚度b、b1、b2b=12;b1=12;b2=20加强筋厚m、m1m=6.8;m1=6.8地脚螺钉直径df16地

24、脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d112箱盖、箱座联接螺栓直径d210十二、 润滑与密封由于中速速轴上的大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、 设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，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，传动更稳定精十四、 参考资料1机械设计（第八版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著濮良贵 纪名刚 主编 2机械原理（第六版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著孙 桓 陈作模 主编 3课程设计 高等教育出版社华中理工大学 王 昆重 庆 大 学 何小柏同 济 大 学 汪信远 主编4.机械制图 同济大学出版社 许连元 李强德 徐祖茂 主编故安全满足要求满足要求满足要求设计计算及说明结果专心-专注-专业