机械设计课程设计-二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.doc

1、1 电动机的选择及运动参数的计算1.1电动机的选择(1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。(2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计课程设计指导书表1-7可知： ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）：滚动轴承效率 0.98（滚子轴承） ：齿轮传动效率 0.98（8级精度一般齿轮传动） ：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为 (3）确定电动机转速按表1-8推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。

2、综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表12-1选定电动机型号为Y132M-4。其主要性能和参数如下表1-1和1-2：表1-1 所选电机技术数据电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y132M-4 7.5 1440 87 2.2表1-2 所选电机安装及外形尺寸中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515(270/2+210)3152161781238801033381.2计算传动装置的总传动及其分

3、配(1).总传动比为 (2).分配传动比 高速级： 低速级： 1.3 计算传动装置的运动和动力参数(1).各轴的转速I轴 II轴 III轴 卷筒轴 (2).各轴的输入输出功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 (3）.各轴的输入输出转矩电动机轴的输出转矩为 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总与下表1-3，以备查用。表1-3 运动和动力参数轴名输入功率P/kw输出功率P/kw输入转矩N/m输出转矩N/m转速r/min传动比效率I轴5.465.3536.2135.4814403.960.95II轴5.195.09136.3133.7363.62.640.95III轴4.934.843

4、41.9335.7137.710.93卷筒轴4.794.506332.2312.6137.72 齿轮传动设计2.1高速轴上的大小齿轮传动设计（1) 选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角：1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。3)材料选择。由机械设计表6.1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取=93。 5）选螺旋角为14。 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。(2

5、) 按齿面接触疲劳强度设计，即 1 确定公式内的各计算数值.试选载荷系数。.小齿轮传递的转矩.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表10-7选取齿宽系数。.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。.由机械设计图10-21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。.计算应力循环次数.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；。.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 则，2.设计计算. 试算小齿轮分度圆直径，代入各参数的值。 .计算圆周速度。 .齿宽b及模数 mm .计算纵向重合度.计算载荷系数 已知使用系数=1.0;根据、8级精度查机械设计图10-8得动载系数；查图10

6、-4得，。由表10-3查得= 则 .按实际载荷校核所算得的分度圆直径 由.计算模数(3).按齿根弯曲疲劳强度校核 由公式 1.确定公式内的各参数值.计算载荷系数.根据纵向重合度，由图10-28查得螺旋角影响系数。.计算当量齿数： 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得 . 查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表10-5插值法得；.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮的值大。.设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大

7、于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数，取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由，取，则（4）.几何尺寸计算1）计算中心距 ，将中心距圆整为120。2）按圆整后的中心距修整螺旋角：因值改变不多，故参数等不必修整3）计算大小齿轮的分度圆直径： 4）计算齿轮宽度 圆整后取 2.2低速轴上的大小齿轮传动设计(1).所选定齿轮类型，精度等级和材料与第一级相同。初选小齿轮齿数为23，则大齿数，取，初选螺旋角。(2).按齿面接触强度设计： 1） 试选：2） 选 3)由图10-26查得 则4）许用接触应力：则小齿

8、轮的转矩 5)则小齿轮的分度圆直径可求出为 6)计算圆周速度：7)计算齿宽b及模数 取8)计算纵向重合度： 9）已知使用系数根据v=1.2m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数由表10-4查得;由图10-13查得：由表10-3查得：故载荷系数：10)按实际的载荷系数校正所谓的分度圆直径： 11)计算摸数： (3)按齿根弯曲强度设计： 确定计算参数：1)计算载荷系数：2)根据计算重合度从图10-28查得螺旋角影响系数：3)计算当量齿数： 4)查取齿形系数。由表10-5查得： 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲强度极限；由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计

9、算弯曲疲劳许用应力: 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得 5)计算小齿轮的并加以比较。，大齿轮的数值大。（2）设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数，取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数,于是有：,则： (4)几何尺寸计算:1)计算中心矩2)按圆整后的中心矩修正 因值改变不多，故参数等不必修整3） 计算大小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度 圆整后取3 轴的设计计算3.1 输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知3.2 求作用在齿轮上的

10、力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 圆周力,径向力及轴向力的方向如图所示3.3 初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计表11.3，取，于是 ，由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计表10.1，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1

11、).为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据，由轴承产品目录中选取0基本 游隙组，标准精度级的深沟球轴承6010型，其尺寸为，故，右端滚动轴承采用轴肩进行定位，手册上查得6010型轴承的定位轴肩高度h0.07d,取h5mm,因此 . 3).取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为77mm，为了使套

12、筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(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，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，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，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。3.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭

13、矩图（图3-1）。现将计算截面处的、及的值列于下表3-1。表3-1 截面处支反力、弯矩及扭矩载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩,扭矩图3-1 轴的弯矩图和扭矩图3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据上表资料，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得因此，故安全。3.7 精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定

14、的，所以截面A，,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。(2).截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为4

15、5钢，调质处理，由机械设计表15-1得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查取。因，经差值后可查得 ， 又由机械设计图3-1可得轴的材料的敏性系数为 ，故有效应力集中系数为 由机械设计图3-2的尺寸系数；由图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 查机械设计手册得碳钢的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 故可知其安全。(3).截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由附表1.4用插值法求出，并取，于是得

16、，轴按磨削加工，由机械设计图2.12得表面质量系数为 故得综合系数为 碳钢的特性系数 取0.1 取0.05所以轴在截面右侧的安全系数为 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。(二).齿轮轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，.求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圆直径 而 .初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计表11.3，取，于是，由于键槽的影响，故,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计表10.1，取，则： .齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段

17、直径和长度1). 为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。2).初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6208，其尺寸为，故，。 3).轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(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，故。.求轴上的载荷首先根据

18、轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得因此，故安全。4 滚动轴承的选择及校核4.1 轴承的选择（表4-1）表4-1 所选轴承型号及尺寸轴号型号尺寸（）深沟球轴

19、承6206深沟球轴承6208深沟球轴承62104.2 滚动轴承（低速轴）的校核 与第III根轴相连的滚子轴承型号为6210型。两轴承受到的径向力 求两轴承的轴向力。对于33011型轴承，按表13-7.轴承派生轴向力按式13-11得.求轴承当量动载荷，因为 查机械设计手册的Y=1.9由表13-5分别进行查表，计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1对轴承2 因轴承运转中有中等冲击。按表13-6.。则 根据式13-6基本额定动载荷值为4验算轴承的寿命因为,所以按轴承2的受力大小来验算由上式可以得出结论，所选轴承满足寿命要求。 5 键联接的选择及校核5.1 与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，

20、查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。5.2 与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：， 查手册得，因为，故键符合强度要求。6 联轴器的选择及校核对于中小型减速器，输入输出轴都可选用弹性柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便，成本低，能缓冲减振。本减速器均选用HL3型弹性柱销联轴器，参数见下表6-1。表6-1 所选联轴器的技术数据型号公称转矩N.m许用转速r/min轴孔直径轴孔长度HL3630500030,32,35,3882详细设计计算过程见轴

21、的设计。7 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1). 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2). 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。3). 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便. 8 减速器的附件8.1 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动

22、零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，视孔盖可用轧制刚板或铸铁制成，它和箱体之间应加纸质密封垫片，以防止漏油。8.2 放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。8.3 油标：油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处，如低速轴附近。常见的油标有油尺、圆形油标、长形油标等。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.8

23、.4 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.。从而避免了减速器的润滑油的漏出。8.5 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，并尽量远些，以提高定位精度。定位销的位置还应考虑到钻、饺孔的方便，且不应妨碍邻近联接螺栓的装拆。.8.6 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.8.7 起盖螺钉为了防止漏油，在箱体与箱座结接合面处常涂有密封胶或水玻璃，接合面被粘住不易分开。为了便于开启箱盖，可在箱盖凸缘上装设1-2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先凝

24、动此螺钉顶起箱盖，启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。减速器机体结构尺寸如下表8-1：表8-1 减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）6，至外箱壁距离查机械设计课程设计指导书表11-216，至凸缘边缘距离查机械设计课程设计指导书表11-214外箱壁至轴承座端面距离=+（812

25、）37齿轮端面与内机壁距离26箱座肋厚 轴承端盖外径+（55.5）126，96，108 9 润滑和密封方式的选择9.1.齿轮的润滑 所以，采用油润滑。高速级小齿轮处用挡油板。9.2 滚动轴承的润滑采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。9.3 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备选用L-AN15润滑油9.4 密封方式选取：选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。 后序 设计小结四周的课程设计已经结束了，虽然课程设计把我弄的身

26、心俱惫，但却在此过程中学会综合全面的看待问题，学会如何与同学更好的合作，并且享受着成功时的快乐与失败时的苦闷。我为能够从事机械类专业的学习而感到自豪。随着时代的发展，机械设计越来越表现出其特有的作用，通过此次机械设计，使我对机械零件设计步骤和设计思想，得到了充分掌握，真正地把所学到的知识初步地运用到了实践之中，收益很大，同时，也发现了许多知识掌握不足。在这段时间里我们通过彼此之间的相互合作，交流学习，掌握了许多新知识，尤其对机械原理和机械设计有了系统的掌握。但由于时间有限，学习心得不够深刻，还不能对所学的知识达到熟练的运用，这就需要在今后不断的学习和提高。初次接触课程设计，有一种全新的感觉，和

27、以前接触的是完全不同的境界。一切都从零开始，翻阅资料，购书学习，然后试着设计、计算、校核、绘图，并且不断的修改，反复试验。每一部分、每一个步骤都让我们感到受益非浅。有时因一个小小的错误，看起来并不影响美观的图纸，但经过反复思考，才发现这样一个不起眼的小错误就会造成意想不到的后果，这让我知道了千里之堤，毁于蚁穴的道理；有时还会出现别的不合理的地方。每当遇到这些情况，我们都耐心的思考、调试，直到最后成功。完成后我们都有一种打胜仗的感觉。虽然，我们如期完成了课程设计，但应当承认，我们设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多方面原因， 这包括对所学的知

28、识不够熟练，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解。课程设计让我们有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次毕业设计中我们深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域 的地位也越来越高。因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。实践是检验真理的唯一标准。通过实践才能发先自身的不足，并加以改进，才能使自身得以更好的发展。这次设计能按计划圆满完成，得感谢我的指导老师。是老师教会了我们怎么成为一个合格的机械专业学子，你们不但教会我们课程知识，而且也同样教会了我们做人的原则道理。这也是为什么我们能坚

29、持完成设计的最主要的原因。感谢你们这一个月来对我们的谆谆教诲，正是你们的关心才有了今天我们的成长.在此，衷心对你们说一声老师你们辛苦了！祝你们在以后的工作中工作顺利、身体健康！附录 参考文献 机械设计 高等教育出版社 主编 徐锦康 机械设计课程设计 机械工业出版社 主编 陆玉机械原理 高等教育出版社 主编 朱理 机械制图 高等教育出版社 主编 刘朝如 =1440r/min=357.32r/min=133.3r/min=133.3r/min=(4402200)r/minS=1.4目录1 电动机的选择及运动参数的计算11.1电动机的选择11.2计算传动装置的总传动及其分配21.3 计算传动装置的运

30、动和动力参数32 齿轮传动设计52.1高速轴上的大小齿轮传动设计52.2低速轴上的大小齿轮传动设计83 轴的设计计算133.1 输出轴上的功率转速和转矩133.2 求作用在齿轮上的力133.3 初步确定轴的最小直径133.4 轴的结构设计143.5 求轴上的载荷153.6 按弯扭合成应力校核轴的强度163.7 精确校核轴的疲劳强度17.齿轮轴的结构设计214 滚动轴承的选择及校核254.1 轴承的选择（表4-1）254.2 滚动轴承（低速轴）的校核255 键联接的选择及校核275.1 与联轴器间键的选择及校核275.2 与齿轮间键的选择及校核276 联轴器的选择及校核287 箱体结构的设计298 减速器的附件308.1 视孔盖和窥视孔308.2 放油孔和螺塞308.3 油标：308.4 通气孔308.5 定位销308.6 吊钩：308.7 起盖螺钉319 润滑和密封方式的选择339.1.齿轮的润滑339.2 滚动轴承的润滑339.3 润滑油的选择339.4 密封方式选取：33后序 设计小结34附录 参考文献35word文档 可自由复制编辑