机械设计课程设计说明书 2

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1、华南农业大学机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆柱齿轮减速器班级：-学号：-设计者：-指导老师：-目 录一、设计任务书2二、传动方案的拟定2三、电动机的选择2四、传动比的分配4五、传动系统的运动和动力参数计算4六、减速器传动零件的设计计算5 高速圆柱齿轮传动的设计计算5 低速圆柱齿轮传动的设计计算9 高速轴的设计13 中间轴的设计17 低速轴的设计22七、传动零件的润滑26八、减速器密封27九、箱体及附件的结构设计和选择27十、设计总结29十一、参考文献30一、设计任务书1、设计任务设计用于带式运输机的传动装置，要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。2、原始数据输送带有效拉力 F=410

2、0N输送带工作速度 v=0.7m/s （允许误差5%）输送带滚筒直径 d=330mm减速器设计寿命为5年3、工作条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载启动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220V/380V）二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。 图1带式输送机由电动机驱动。1电动机，2、6联轴器，3二级减速器，4、5齿轮，7滚筒。三、电动机的选择1、电动机容量 设：输送机滚筒（4轴）至输送带的传动效率 联轴器效率 =0.99 闭式圆柱齿轮传动效率 =0.97 一对滚动轴承效率 =0.99 输送机滚筒效率 =0.

3、96 估算总效率： 则得： 故工作机所需电动机功率： 由得 应取为4kw。2、电动机转速的选择 输送机滚筒工作转速 型号功率 kw同步转速 r/min满载转速 r/min总传动比Y122M-441500144035.53Y132M-64100096023.67根据上表，选用Y132M-6型三相异步电动机，额定功率 中心高 伸出部分用于装联轴器段直径和长度分别为 D=28mm E=80mm四、传动比的分配总传动比 则两级圆柱齿轮减速器的总传动比：高速机和低速级传动比分别为：传动系统各传动比分别为： 五、传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：0轴（电动机轴） 1轴（减

4、速器高速轴） 2轴（减速器中间轴） 3轴（减速器低速轴） 4轴（输送机滚筒轴） 将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表：六、减速器传动零件的设计计算 高速级圆柱齿轮传动的设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照之前选用的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。3）材料选择。由表101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。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。 2、按齿面接触强度设计由文献（1）设计计算公式（109a）进行试算，即

5、 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数。 2）计算小齿轮传递转矩。 3）由文献（1）表107选取齿宽系数。 4）由文献（1）表106查得材料的弹性影响系数。 5）由文献（1）图1021d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。 6）由文献（1）公式1013计算应力循环次数。 7）由文献（1）图1019取接触疲劳寿命系数。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献（1）式（1012）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 2）计算圆周速度V。 3）计算齿宽b。 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 齿高 5）计算载荷系

6、数。 由v=2.27m/s，7级精度，由文献（1）图108得； 直齿轮，； 由表102查得使用系数； 由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 由查图1013得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得 7）计算模数m。 3、按齿根弯曲强度设计 由式（105）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值1）由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图1018弯曲疲劳寿命系数；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得 4）计算载荷系数K。 5）查取齿形系数。由表105查

7、得。 6）查取应力校正系数。由表105查得 。 7）计算大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模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.75并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽

8、度 取 5、结构设计及绘制齿轮零件图。 由于齿轮1的分度圆直径小，故采用齿轮轴的结构；齿轮2采用腹板式结构。 低速级圆柱齿轮传动的设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照之前选用的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。3）材料选择。由表101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。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。 2、按齿面接触强度设计由文献（1）设计计算公式（109a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷

9、系数。 2）计算小齿轮传递转矩。 3）由文献（1）表107选取齿宽系数。 4）由文献（1）表106查得材料的弹性影响系数。 5）由文献（1）图1021d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。 6）由文献（1）公式1013计算应力循环次数。 7）由文献（1）图1019取接触疲劳寿命系数。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献（1）式（1012）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 2）计算圆周速度V。 3）计算齿宽b。 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 齿高 5）计算载荷系数。 由v=0.693m/s，7级精度，由文

10、献（1）图108得； 直齿轮，； 由表102查得使用系数； 由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 由查图1013得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得 7）计算模数m。 3、按齿根弯曲强度设计 由式（105）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值1）由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图1018弯曲疲劳寿命系数；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得 4）计算载荷系数K。 5）查取齿形系数。由表105查得。 6）查取应力校正系数。由表105查得

11、 。 7）计算大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模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.82并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取 5、结构设计及绘制齿轮零件图。 齿

12、轮4采用腹板式结构。高速轴的设计1、 图22、初步确定轴最小直径。选轴的材料为45Cr，调质处理，根据表153，取得据此来选择与直径相适应的联轴器。联轴器的计算转矩，查表141，取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册：选用弹性套柱销联轴器，公称转矩为，半联轴器孔径则，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3、轴的结构。（1）选用图1的装配方案。（2）根据要求确定轴的各段直径和长度。 1）为了满足半联轴器的轴向定位，I-II轴段左端需制出轴肩，故II-III直径，右端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为保证轴端挡圈压在半联轴

13、器上而不压在端面上，故I-II长度比略短，取。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6207，其尺寸为，故两端轴承都采用轴肩进行定位，由手册上查得6207的安装尺寸则有。 3）齿轮处分度圆直径为48mm，其中。 4）轴承端盖总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加脂润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面距离为30mm，故。 5）由高速轴的轴长则。 （3）轴上零件的周向定位。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按由表61查得，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向

14、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）确定轴上倒角。参考表152取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为1.6。 4、求轴上载荷 首先作出轴的计算简图。由图2可知 支承跨距根据轴的计算图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出C处的，如下：支反力 弯矩 总弯矩 扭矩 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扭和扭矩的截面的强度，即截面C的强度。由式（155）及上表数据，以及轴单向旋转，扭转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45Cr，调制处理，由表151查得 ，因此 故安全。7、

15、轴承校核。轴承径向力 因，故轴承6207满足要求。8、键的校核。有前面可知，键b=8mm，h=7mm，L=36mm l=L-b=28mm，d=28mm由手册查得键的许用挤压应力由式61 故键满足要求。中间轴的设计 图31、2、初步确定最小直径。取 轴的材料为45钢，调质处理，由表153，取，于是有3、轴的结构设计。（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径长度。 1）初步选定滚动轴承。由于轴承只受径向力的作用，故选深沟球轴承6407，其尺寸为，故， 2）取安装齿轮处的轴段II-III和IV-V的直径。取。 两齿轮外端面采用套筒定位，已知齿轮2和齿轮3的宽度分别为，为了使套筒可靠地压紧齿轮，故 两

16、齿轮内端面采用轴肩定位，h0.07d，取h=5mm 则 3） 其中， 则。 4）轴上零件的周向定位。 两个齿轮均采用键连接，按由表61查得平键，其中左键长为40mm，右键长为80mm，齿轮轮毂与轴的配合为。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。（2）确定轴上圆角和倒角尺寸。 轴端倒角，轴肩圆角半径R=1.6mm 4、求轴上的载荷。 首先作出轴的计算简图。由图3可知 支承跨距根据轴的计算图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面D是轴的危险截面，现将计算出D处的，如下：支反力 弯矩 总弯矩 扭矩 5、按弯扭合成应力校核轴的强度。 通常只校核

17、轴上最大弯矩和弯扭的截面的强度，即D截面。根据式155及上表中的数据，由于轴的扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力。之前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得，因此，故安全。 6、轴承校核。 轴承预期寿命，由前计算结果和轴承所受径向力， 轴承工作转速 由手册得深沟球轴承6407的基本额定动负荷 由表136选得负荷系数 由，故满足要求。 7、键的校核。 普通平键：左键 右键 由式61，得 故两个键都满足条件。 低速轴的设计 图4 1、 2、初步确定最小直径。 先按式（152）初步估算轴的最小直径，选轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取，于是得 输出轴的最小直径显然是安装

18、联轴器处的直径。 为了选择直径与联轴器相适应的孔径，故同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，取，则 。 由小于联轴器公称转矩的条件，且，为联轴器的许用转速，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径d=50mm，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。 3、轴的结构设计。 （1）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度。 1）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径，左端用轴端挡圈定位。按轴端直径取挡圈直径D=65mm，由于半联轴器与轴配合的毂孔长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端

19、面上，故I-II段的长度应比略短，取。 2）初步选取滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选深沟球轴承。根据，选深沟球轴承6412，其尺寸为，故而，左端轴承采用轴肩进行定位，取h=6mm，则。 3）取安装齿轮处轴段VI-VII的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的齿宽为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿毂宽度，故取。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=6mm，则，宽度，取。 4）轴承端盖总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加脂润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面距离为30mm，故。 5）由滚动轴承距箱体内壁为8mm，为了使

20、齿轮与中间轴上的齿轮有良好的啮合，有中间轴和低速轴结合L。 则 则 （2）轴上零件的周向定位。 齿轮和半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按，由表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮齿毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。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。 （3）确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表152，取轴端倒角为。各轴肩的圆角半径为1.6mm。 4、求轴上的载荷。 首先作出轴的计算简图。由图4可知 支承跨距根据轴的计算图作出轴的弯矩图和扭矩图。 从

21、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。现将计算出截面C处的，如下：支反力 弯矩M 总弯矩 扭矩T 5、按弯扭合成应力校核强度。 取危险截面C，根据式155及以上数据，由扭转切应力为脉动循环变应力，取，则 前选定轴为45钢，调质处理，由表151查得，由，故安全。 6、轴承校核。 预期寿命 由之前的计算结果可知轴承所受径向力。 工作转速。由手册查得6412的。 由表136选负荷系数 ，则。 由，故满足要求。 7、键的校核。 普通平键：半联轴器处：齿轮处：由式61 故满足要求。 ，故满足要求。七、传动零件的润滑。 1、齿轮传动润滑。 因为齿轮周转速度V=2.27m/s12m/s，

22、并且传动装置属于轻型的，所以采用油润滑，箱体内选用SHO357-92中的50号润滑油，装至规定高度。圆柱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。 2、滚动轴承的润滑。 轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的，采用稠度较小润滑脂。八、减速器密封。 为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。 1、轴外伸端密封。 毛毡圈油封。 2、轴承靠箱体内侧的密封。 挡油环。 3、箱体结合面的密封。 箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应

23、有足够的宽度，连接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，不大于150200mm。九、箱体及附件的结构设计和选择。 箱座壁厚：，而，所以取 箱盖壁厚：。 箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：。 箱座、箱盖的加强肋厚：。 地脚螺钉的直径：；数目：6 轴承旁连接螺栓的直径：。 箱盖、箱座连接螺栓的直径：轴承盖螺钉直径和数目：轴I： 轴II：轴III：。轴承盖外径：其中D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径。 至箱外壁的距离： 轴承旁凸台高度和半径：，h=8mm。外箱壁到轴承座端面的距离：齿轮顶圆与内箱壁距离：取齿轮端面与内箱壁距离：取轴承端面距箱体内壁的

24、距离，脂润滑时：旋转零件间的轴向距离：齿顶圆至轴表面的距离：大齿轮顶圆至箱底内表面的距离：箱底至箱底内壁的距离：减速器中心高：箱体内壁轴向距离： 4、附件的设计。 1）视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，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，用M6固紧。 2）油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处；油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 3）油塞 放油孔位于油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔

25、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。 4）起盖螺钉：起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 5）通气孔：减速器每工作一段时间后，温度会逐渐升高，这将引起箱内空气膨胀，在机盖顶部的窥视孔盖上安装通气孔，油蒸汽由该孔及时排出，以便达到箱体内的压力平衡，从而保证箱体密封不致被破坏。 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。 7）定位销：为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度，在加工时，要先将箱盖和箱座用两个圆锥销定位，并用连接螺栓紧固，然后再镗轴承孔。以后的安装中，也由销定位。通常采用两个销，在箱盖

26、和箱座联接凸缘上，沿对角线布置，两销间距应尽量远些。十、设计总结 经过很长的一段时间的机械课程设计，觉得挺累的,但收获不少。首先，虽然不曾做过什么创新的设计作业，尽管有相当部分是参考资料的，但在每一步的计算和查找资料的过程中，对一些零件和机构（如齿轮、轴、轴承、键等）设计的程序和材料的选取有了较深的了解。懂得设计的大体过程和顺序和一些经验数值的取法。同时对工程力学和机械原理及机械设计等几本书再次温习，巩固知识，学以致用。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参

27、考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面几乎全要改，工作量比较大。虽然发现设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，可能是因为的时间的原因，不能一一纠正过来的了，希望日后能做得更好些。经过这次的学习，也深刻地认识到，设计这门东西不是一朝一日的事情，要经过长期的学习和知识的积累才和经验的总结才能做到比较完美。最后，经过自己多天的努力，终

28、于把课程设计做完了。虽然说不上完美，但它是我汗水的见证，从中我得到了很多。这门课程给我带来了很大的帮助，无论是对知识的运用还是对细节处理的能力，我都得到了相应的提高。希望以后还能参加如此充实的课程。十一、参考文献1.机械设计手册第三版第一卷 成大先主编 化学工业出版社 1993年2.机械原理课程 孙祖 李继庆主编 西北工业大学出版社 1994年修订版3.机械设计课程设计手册邹慧君主编 高等教育出版社1998年4机械设计课程第七版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年5机械设计手册（软件版）R2.0数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 2003年。6机械设计手册第二版 朱文坚、黄平主编 华南理工大学出版社。2003年32