2022年机械设计课程设计说明书 3.pdf

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1、目录设计任务书 .2 传动方案的拟订及说明.2 电动机的选择 .3 计算传动装置的运动和动力参数.4 减速器传动零件的设计计算.5 减速器轴的设计计算及滚动轴承的选择和联轴器的选择 .11减速器的低速轴校核.12滚动轴承的校核.13键的选择和校核.15 减速器附件的选择.16 润滑与密封 .17设计小结 .17 参考资料目录 .18 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 19 页1. 设计任务书(1) 设计任务设计一用于带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器如图1 所示。图 1 （2）原始数据输送带有效拉力F=2400N 输送

2、带工作速度V=1.5m/s （允许误差 5%）输送带滚筒直径d=320mm 减速器设计寿命为5 年。（3） 工作条件两班制，常温下连续工作；空载启动，工作载荷有轻微振动；电压为380/220v 的三相交流电源。2.传动方案的拟订带式输送机传动系统方案如下图2 所示。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 19 页图 2 3、电动机的选择1、 类型： Y 系列三相异步电动机；*2400*1.53.610001000WFVPKW2、 电动机容量；1） 功率的选择2412 3 4 50.8416 1联轴器的动效率： 0.99 2每对轴

3、承的传动效率：0.99 3圆锥齿轮的传动效率：0.96 4圆柱齿轮的传动效率：0.97 5运输机的滚子的传动效率：0.96 得：WRPP4.278查设计手册选取电动机额定功率为5.5KW 1）转速的确定卷筒的转速n=60*1000*V/ *d=89.527r/min 由设计手册查得圆锥齿轮传动比范围为2-3 ，圆柱齿轮传动比为4-6 ，故总传动比范围为8-18 电动机转速范围为560-1260 r/min 由手册选取电动机满载转速为960 r/min 2）确定型号由上可确定电动机型号为Y132M1-6根电动机型号额定功率同步转速 n1 r/min 额定转速n2 r/min 重量总传动比精选学习

4、资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 19 页Y132M2-6 5.5KW 1000 960 63Kg 10.72 4.计算传动装置的运动和动力参数1.传动比分配i=n2n=10.72 2.考虑到大锥齿轮与大圆柱齿轮直径不能相差太大，故取圆锥齿轮传动比为i2=2.68 ,圆柱齿轮传动比为 i3=4 3. 轴的转速转矩计算0）轴： N0=n2=960r/min; P0=RP=4.28KW; T0=9550*P0/n0=42.58; 1）高速轴： P1=RP*01=4.237KW; N1=N0/i1=960r/min; T1=T0*i1*

5、01=42.578N m 2)中间轴： P2= P1*12=4.027 KW N2= N1/i2=358.21 r/min T2=T1*i2*12=107.26 N m ；3）低速轴：P3= P2*23=3.867KW N3= N2/i3=89.55 r/min T3 =23*T2*i3=412.39 Nm 4) 轴 P4=P3*34=3.828kw; N4= N3/i4=89.55 r/min T4 =34*T3*i4=408.27 Nm 上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下：轴名功率 P KW 转矩 T Nm 转速 r/min 高速轴4.237 42.578 960 中间轴4.027 1

6、07.26 358.21 低速轴3.867 412.39 89.55 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 19 页设计内容1 选材和选择热处理方法2 按轮齿接触强度设计计算及说明5.减速器传动零件的设计计算1.高速轴圆锥齿轮传动的设计计算.选择软齿面齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45 钢，调质处理HBS=230250 大齿轮选用45 钢，正火处理HBS=190210 1.小齿轮转矩T=42.578Nm 2. 选取载荷系数K=1.5 3. 选取齿宽系数0.3R4 确定齿数 Z1=21,Z2=i2*Z1=57 5 确定齿形系数F

7、aY及应力校正系数SaY11tan22.22arcu2167.7811122.68cosvZZ222150.728cosvZZ6 确定接触应力1） 接触疲劳极限应力小齿轮接触疲劳极限应力lim1580Hmpa大齿轮接触疲劳极限应力lim2550Hmpa2） 寿命系数应力循环次数811601.44*10HHNj nt722605.37*10HHNj n t由查图知10.88NZ20.94NZ3)最小安全系数（按一般可靠度查取）lim1HS结果小齿轮硬度HBS=230250 大齿轮硬度HBS=190210 K=1.5 0.3RZ1=21Z2=57122.22267.68lim1580Hmpalim

8、2550Hmpa811.44*10HN725.37*10HNlim1HS精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 19 页设计内容3 按轮齿接触强度设计4 按齿面弯曲强度校核计算及说明4)许用接触应力lim111lim1510.4HNHHZmpaSlim222lim1517HNHHZmpaS1H2HH=1H=510.4mpa5）由齿面接触应力计算1d由表 13-5 189.8EZ由图 13-12 2.5HZ23124000*166.8510.5HEHRRZ ZK Tdmmu7.几何尺寸计算分度圆直径1* 1dm z67mm m=3

9、.25 2*2dm z185.25mm 锥距22122ddR齿宽30RbRmm1.确定许用弯曲应力1） 弯曲疲劳极限 (查机械原理及机械设计) 小齿轮的弯曲疲劳极限lim1250Fmpa大齿轮的弯曲疲劳极限lim2210Fmpa2寿命系数911601.38*10FFNj nt结果H510.4mpa189.8EZ2.5HZ167dmm167dmm2d185.25mm b30mm R=98.5mm lim1250Fmpalim2210Fmpa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 19 页设计内容1 选材和选择热处理方法2 确定许应

10、弯曲应力计算及说明822605.16*10FFNj n t由表1FaY2.69 22.14FaY1SaY1.5575 21.83SaY由图 13-10 1NY0.98 2NY1.07 3.修正系数STY2 最小安全系数lim1.25FS5.许用弯曲应力lim111limFNSTFFY YS909.44mpa lim222limFNSTFFYYS941.6mpa 1111222000189.141 10.5FFaSaFRKTYYbm z2222222000130.362 1 0.5FFaSaFRKTYYbm z2 圆柱斜齿轮设计1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速

11、器，速度不高，故选用7 级精度(GB10095-88) 2） 材料选择由机械设计（第八版） 表 10-1 选择大小齿轮材料均为 45 钢（调质），3） 小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。1.确定许用弯曲应力弯曲疲劳极限 (查机械原理及机械设计) 小齿轮的弯曲疲劳极限lim1250Fmpa结果12.69FaY1SaY1.557522.14FaY21.83SaY1NY0.98 2NY1.07 STY2 FF小 齿 轮 齿 面 硬 度 为250HBS ，大 齿 轮 齿 面 硬 度 为220HBS lim1250Fmpa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归

12、纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 19 页设计内容3 确定许应接触应力计算及说明大齿轮的弯曲疲劳极限lim2210Fmpa2寿命系数911601.38*10FFNj nt822605.16*10FFNj n t由图 13-10 1NY0.84 2NY0.87 3.修正系数2STY4.最小安全系数lim1.25FS5.许用弯曲应力lim111limFNSTFFY YS336mpa lim222limFNSTFFYYS306.24mpa 1 确定接触应力接触疲劳极限应力小齿轮接触疲劳极限应力lim1580Hmpa大齿轮接触疲劳极限应力lim2550Hmpa2 寿命系数应力循环次数9

13、11601.38*10HHNj nt822605.16*10HHNj n t1NZ0.88 2NZ0.92 3 最小安全系数（按一般可靠度查取）lim1HS4 许用接触应力结果lim2210Fmpa1NY0.84 2NY0.87 2STYlim1.25FSlim1580Hmpalim2550Hmpalim1HS精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 19 页设计内容4 按齿面接触强度确定中心距5 确定齿轮参数与计算及说明lim111lim1HNHHZS510.4mpa lim222lim1HNHHZS506mpa 1H 2HH=

14、2H=506mpa 1.试选载荷系数1.5tK2.齿宽系软齿面数d=1 2*1dau0.5 3.弹性系数189.8EZ4. 选取螺旋角。初选螺旋角125. 选小齿轮齿数122z，大齿轮齿数242288zi=u=z2/z1=4 断面重合度系数111.883.2()cos12azz轴向重合度系数1tansin1.491dnnnz mbPm10.776EaZcos0.989Z6中心距235004(1)126EHaHZ Z Z ZKTaummu2 cos2.2412nammmzz所以取2.25nmmm重求中心距( 12)126.52cosnmzzamma=132mm 则需调整1( 12)cos 132

15、nmzzaZ1=22 Z2=88 2.25nmmm4u150.8dmm2203.208dmm结果H=506mpa 1.5tKd=1 189.8EZ122zZ2=88 2.25nmmma=132mm =13精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 19 页设计内容尺寸6 验算轮齿弯曲强度7 设计结果计算及说明2*63.5abbamm265bmm12570bbmm1.当量齿数1123.78cosVzZ取124VZ2295.128cosVzZ取2100VZ2.齿形系数FaY和修正系数SaY12.65FaY11.58SaY22.18FaY

16、21.79SaY3 重合度系数111.883.2()cos12azz. 0.750.250.705aY4.螺旋角系数Y1Y=0.88 5.校核弯曲强度111112000490.12FFaSaFnKTYYY Ybd m222222000419.497FFaSaFnKTYYY Ybd m2.25nmmma=132mm 265bmm170bmm122zZ2=88 150.8dmm2203.208dmm齿轮精度8级齿轮材料小齿轮45 钢调制230250HBS 大齿轮45 钢正火190-210HBS 结果265bmm170bmm124VZ2100VZ1F1F2F2F弯曲强度校核满足精选学习资料 - -

17、- - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 19 页设计内容减 速 器轴的设计计算及滚动轴承的选择和联轴器的选择计算及说明6、 减速器轴的设计计算及滚动轴承的选择和联轴器的选择选取轴的材料为45 钢，取 A=106118 42.1945.17*3nPAd1） 拟定轴上零件的装配方案2）选联轴器输入端拟采用弹性套住销联轴器mNT15.421K=1.5 mNTT225.631*5 .1转矩选用 TL4 型弹性套注销联轴器mNTn63公称转矩TL4 联轴器44*2562*251JmNn*5700许用转矩3)第一根轴为了满足半联轴器的轴向定位要求，1 轴段右端

18、需制出一轴肩，故取段的直径d1=25mm;半联轴器与轴配合的孔长度mmL62，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短一些，现取mmL601。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d2=30mm,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30205，其尺寸为25.16*52*25*TDd4)第二根轴为了满足半联轴器的轴向定位要求，2 轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d1=25mm; 半联轴器与轴配合的孔长度mmL72，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 -段的

19、长度应比略短一些，现取mmL701。结果精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 19 页设计内容减 速 器的低速轴校核计算及说明初步选择滚动轴承。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d2=40mm,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30206，其尺寸为25.17*62*30*TDd右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对轴上零件起定位和固定作用时，则相邻直径的变化差可以较小，一般可取直径差 13mm，因此取mmd352mmd403。5)第三根轴为

20、了满足半联轴器的轴向定位要求，3 轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d1=40mm; 半联轴器与轴配合的孔长度mmL84，为了保证轴端挡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L略短一些，现取mmL821。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d2=45mm,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30208，其尺寸为75.19*80*40*TDd6)取安装齿轮处的轴段d1=25mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为50，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮縠宽

21、度，故取L=45mm 。7.减速器的低速轴校核转矩图mmNnPT6.412393*10*550.96结果精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 19 页设计内容滚动轴承的校核计算及说明圆周力NdTFtt835.40582径向力NFFtr15.151613cos20tan*轴向力NFFta056.937tanNFNFBHAH54.15554 .39并且NFNFBVAV47.199036.2068并且mNFACMAHCH5.2265*mNCBFMBHCH5.92943*mNMC33.93701右mNMC9.12106左mNMCEQ

22、81.264583mmd329.35所以 d=40mm 是合适的8.滚动轴承的校核如图附页C 所示：11tancos439.838rFFN11tansin121.14atFFN11652632.23110reaer vdFFFN21192rvrer vFFFN11651929110r HteFFN21654rHter HFFFN结果mNMC33.93701右mNMC9.12106左d=40mm 1632.23r vFN2192rvFN11929r HFN2654rHFN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 19 页设计内容计

23、算及说明221112030rr vr HFFFN22222682rrvrHFFFN2. 求两轴的计算轴向力aF和a对于 30205 型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力e Y假设F F11634.372rdFFNY22213.1252rdFFNY因为21aeddFFF所以轴承 1 被放松，轴承2 被压紧所以11637.37adFFN21513adaeFFFN4.求轴承当量载荷1P和2P110.31arFeF220.75aaFeF对轴承 1，11X10Y对轴承 2，20.4X21.6Y因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取111113045praPfx FY FN222221230pra

24、Pfx FY FN4.验算轴承寿命因12PP,所以按轴承1 的受力大小来验算611057072960hhcLLnP结果12030rFN2682rFN1634.37dFN2213.125dFN11637.37adFFN21513adaeFFFN13045PN21230PN570729hhLL精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 19 页设计内容键的选择和校核计算及说明9.键的选择和校核输入轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为6628bhlmmmmmm，接触长度28622lmm，则键联接所能传递的转矩为：0.

25、250.25 622 20 120 100079.2pThl dNm232.73TTNm，故单键即可。2、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为8750bhlmmmmmm，接触长度50842lmm，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 7 4225 120 1000220.5pThl dNm232.73TTNm，故单键即可。中间轴键计算1、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为10822bhlmmmmmm， 接触长度221012lmm，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 8 12 35 120 1000100.8pThl dNm397.35TTNm，故单键即可。2

26、、 校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为10856bhlmmmmmm，接触长度561046lmm，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 8 46 35 120 1000386.4pThl dNm结果精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 19 页设计内容计算及说明397.35TTNm，故单键即可。输出轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为12870bhlmmmmmm， 接触长度701258lmm，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 8 5840 120 1000556.8pThl dNm

27、4371.66TTNm，故单键即可。2、 校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为161050bhlmmmmmm，接触长度501634lmm，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 10 34 55 120 1000561pThl dNm4371.66TTNm，故单键即可。10.减速器附件的选择螺栓直径为d3=8mm, 盖厚 e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm ，套杯内内厚s=10mm,壁厚e=10mm,外缘后s=10mm, 分布圆直径D0=2.5 d3+2s+D=130mm，D6=D-3=77mm,D5=D-3d3=106mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+

28、2.5 d3=150mm. 2、中间轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm, 螺孔直径为8+1=9mm ，D0=2.5d3+D=110mmD6=D-3=77mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+2.5 d3=130mm. ，D6=D-3=69mm,D5=D-3d3=63mm,D4=D-10=100mm 。. 3、低速轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm, 螺孔直径为8+1=9mm ，D0=2.5d3+D=105mmD6=D-3=82mm,D5=D-3d3=61mm,D4=D-10=75mm,D2=D0+2.5 d3=125mm 。由机械设计（

29、机械设计基础）课程设计选定通气帽362M，结果精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 19 页设计内容计算及说明A 型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89） ，外六角油塞及封油垫14 1.5M,箱座吊耳，吊环螺钉M12（GB825-88） ，启盖螺钉M8。根据设计手册查得吊耳环结构参数：d=b=24mm,b=(1.8-2.5)1=24mm R=d=24mm,e=(0.8-1)d=24mm. 吊钩结构参数：K=1C+2C=32mm,H=0.8K=25.6mm,h=0.5,H=12.8mm, r=K/6=5.3mm b=(

30、1.8-2.5)=30mm视孔盖的结构参数：1C=140mm , 2C=125mm,b1=120mm,b2=105mm,d=7mm, 孔数为8，盖厚4mm ， R=5mm.11.润滑与密封齿轮采用浸油润滑，轴承采用润滑脂润滑。由机械设计（机械设计基础）课程设计表16-1 查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86 ） 。当齿轮圆周速度smv/12时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离 3060mm。由于大圆锥齿轮3.23/2/vm sm s，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。密封防止外界的灰尘

31、、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。12.设计小结这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践结果精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 19 页设计内容计算及说明考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识. 为我们以后的工作打下了坚实的基础. 这次的课程设计, 对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论, 结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展

32、有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。此次减速箱课程设计，我感慨颇多，的确，从选题到定稿，从理论到实践，在三星期的日子里，可以说得是苦多于甜，但是可以学到很多很多的的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知

33、识理解得不够深刻，掌握得不够牢固，比如说挡油环尺寸的确定，锥齿轮的绘制，轴退刀槽的确定，箱体的总体尺寸等。但是，通过和大家讨论和向老师寻求帮助，各个问题都逐一解决。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。13.参考资料目录结果精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 19 页设计内容计算及说明机械设计是机械工业的基础, 是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设计等于一体。结果精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 19 页