机械设计课程设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器

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1、 机械设计课程设计任务书目录：机械设计课程设计任务书- 1 -目录：- 1 -一.设计题目:- 1 -二.传动简图:- 1 -三.原始数据- 2 -四.设计工作量要求- 2 -五.传动装置的总体设计- 2 -1.拟定传动方案；- 2 -2.选择电动机；- 4 -3.确定传动装置的总传动比及其分配；- 4 -4.计算传动装置的运动及动力参数- 5 -六.设计计算传动零件- 5 -1.高速齿轮组的设计与强度校核- 5 -2. 高速齿轮组的结构设计- 9 -3. 低速齿轮组的设计与强度校核- 9 -4低速齿轮组的结构设计- 12 -5. 校验传动比- 13 -七.设计计算箱体的结构尺寸- 13 -八

2、.设计计算轴(如图六A所示)- 14 -1. 低速轴的设计与计算- 14 -2. 中间轴的设计与计算- 20 -3. 高速轴的设计与计算- 21 -九.选择滚动轴承及寿命计算- 23 -十.选择和校核键联接- 23 -十一.选择联轴器- 23 -十二.选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件- 23 -十三.设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进意见等）- 23 -十四.参考资料（包括资料编号、作者、书名、出版单位和出版年月）- 24 -一.设计题目: 运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器二.传动简图:(a) 带 拉 力 F = 3400 N带 速 度 V = 1.3 m/s滚筒直径

3、 D = 320 mm三.原始数据 滚筒及运输带效率 = 0.94 。工作时，载荷茶有轻微冲击。室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差为 4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，试设计齿轮减速器。四.设计工作量要求每个同学独立完成设计总装图一张,设计计算说明书一份和主要零件工件图13张,具体要求由任课教师统一说明。五.传动装置的总体设计1.拟定传动方案；采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度

4、。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 402.选择电动机；计 算 和 说 明结 果稳定运转下工件机主轴所需功率： 工作机主轴转速为： 工作机主轴上的转矩：如传动简图所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮，因其速度不高，选用7级精度(GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下：弹性柱销联轴器： = 0.9925 滚子轴承： = 0.98闭式圆柱齿轮（7级） = 0.98凸缘联轴器（刚性）： = 1滚筒及运输带效率： = 0.94

5、所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为： = 0.9925 * 0.98 * 0.98 * 0.98 * 0.98 * 0.98 * 1 * 0.98 * 0.94 = 0.8264 所以电动机所需功率为 选取电动机的转速为 n = 1500 ，查表16-1 ，取电动机型号为Y132S-4，则所选取电动机：额定功率为 满载转速为 3.确定传动装置的总传动比及其分配；总传动比 选用等浸油深度原则，查图2-2 得 =5.3 ；=3.5；4.计算传动装置的运动及动力参数 各轴转速： = = = 各轴的输入功率： 电动机的输出转矩： 各轴的输入转矩： 同理 六.设计计算传动零件取齿宽系数 =0.4 (

6、参见图六A)1.高速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；C. 材料选择。由表101选择小齿轮材料为40（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。D. 初选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数为=5.3*=127.2，取=128。初选螺旋角=4) 按齿面接触强度设计 确定公式内的数值A. 试选 =1.6，由图1030选取区域系数 =2.433B. 由图1026

7、查得 =0.771 =0.820 所以 =1.591C. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 =0.5*(1+u)* =0.5(1+5.3)*0.4=1.26D. 查表106 得材料的弹性影响系数 =189.8 E. 由图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550MPaF. 计算应力循环次数 =60nj=60*1440*1*(2*8*300*10)=4.1472* 同理 =7.825* 由图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.9 =0.97计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=540MPa = /S=

8、533.5MPa所以 =（540+533.5）/2=536.75MPa5) 计算由小齿轮分度圆直径 =36.70mm计算圆周速度 v=2.784m/s计算齿宽b及模数b=46.55mm = h=2.25*=3.394mm b/h=13.715计算纵向重合度 =0.318tan=2.397计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=2.784m/s ，7级精度，由图10-8 查得动载系数=1.054；由表10-4查得查图10-13得；查表10-3得 所以 载花系数 K =2.089按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数 圆整为2mm6) 按齿根弯曲强度设计 确定计算参数A. 计算载荷系数

9、K =2.021B. 由纵向重合度=2.397，查图10-28得螺旋角影响系数=0.8846C. 计算当量齿数 同理 =140.12D. 查取齿形系数由表10-5查得齿形系数； 应力校正系数； =1.822E. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F. ； G. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；H. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 ； 同理=244.285MPaI. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =0.01365 =0.01602 所以,大齿轮的数值大5) 设计计算 =1.1832mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计

10、算的法面模数，取=2.0mm，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 =21.21 取=21 则=u=1116) 几何尺寸计算7) 计算中心距 a=mm 圆整为 137 mm8) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。9) 计算大、小齿轮的分度圆直径 mm 同理 =230.41mm10) 计算齿轮宽度 b=54.923mm 圆整后取 =60mm2. 高速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 43.59-2*(1+0.25)*2=38.59mm 齿顶圆直径为 3. 低速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精

11、度等级、材料及齿数A. 如前图六A所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；C. 材料选择。由表101选择小齿轮材料为40（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。D. 初选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数为=3.5*=84。E. 初选螺旋角=2) 按齿面接触强度设计 (1) 确定公式内的数值A. 试选 =1.6，由图1030选取区域系数 =2.433B. 由图1026查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751C. 外啮合

12、齿轮传动的齿宽系数 =0.5*(1+u)* =0.5(1+3.5)*0.4=0.9D. 查表106 得材料的弹性影响系数 =189.8 E. 由图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550MPaF. 计算应力循环次数 =60nj=60*77.628*1*(2*8*300*10)=2.235* 同理 =7.825* 由图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.97 =1.096G. . 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=582MPa = /S=602.8MPa所以 =592.4MPa3) 计算

13、A. 小齿轮分度圆直径所以 =65.753mmB. 计算圆周速度 v=0.935m/sC. 计算齿宽b及模数b=59.178mm = h=2.25*=5.980mm b/h=9.895D. 计算纵向重合度 =0.318tan=1.713E. 计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=0.935m/s ，7级精度，由图10-8 查得动载系数=1.042；由表10-4查得查图10-13得；查表10-3得 所以 载荷系数 K =1.866F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 G. 计算模数 圆整为3mm4) 3)按齿根弯曲强度设计 (1) 确定计算参数A. 计算载荷系数 K =1.774B.

14、由纵向重合度=1.713，查图10-28得螺旋角影响系数=0.8846C. 计算当量齿数 同理 =89.222D. 查取齿形系数由表10-5查得齿形系数； 应力校正系数； =1.779E. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；F. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；G. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 ； 同理=257.86MPaH. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =0.012927 =0.015192 大齿轮的数值大(2)设计计算 =2.069mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.0mm，已可满

15、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 =22.385 取=22 则=u=775) 4)几何尺寸计算A. 计算中心距 a=mm 圆整为 154 mmB. 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。C. 计算大、小齿轮的分度圆直径 mm 同理 =239.555mmD. 计算齿轮宽度 b=61.60mm 圆整后取 =70mm4低速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 60.944mm 齿顶圆直径为 5. 校验传动比 实际传动比为 总传动比 所以传动比相对误差为 (18.55-18.5)/18.55=2.695%七.设计计算箱

16、体的结构尺寸名称代号尺寸备注底座壁厚箱盖壁厚底座上部凸缘厚度箱盖凸缘厚度底座下部凸缘厚度轴承座连接螺栓凸缘厚度吊环螺钉座凸缘高度底座加强肋厚度箱底加强肋厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目轴承座连接螺栓直径底座与箱盖连接螺栓直径轴承盖固定螺钉直径视孔盖固定螺钉直径吊环螺钉直径轴承盖螺钉分布圆直径轴承座凸缘端面直径螺栓孔凸缘的配置尺寸地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸铸造壁相交部分的尺寸箱体内壁与齿顶圆的距离箱体内壁与齿轮端面的距离底座深度底座高度箱盖高度联接螺栓的间距外箱壁至轴承座端面距离轴承盖固定螺钉孔深度轴承座连接螺栓间的距离箱体内壁横向宽度其他圆角八.设计计算轴(如图六A所示)1. 低速轴的设计与计算1)

17、 列出轴上的功率、转速和转矩 = 2) 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 =239.555mm mm 而 圆周力 径向力 1898.18N 轴向力 3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取=120，则输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如上图所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为 所以，查标准GB/T 5843-1986，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000Nm。轴孔长度L=112mm， =84mm，轴孔直径 D=50mm。

18、故取=50mm。轴的结构设计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a 为满足联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，所以取=55mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =60mm（GB8918921986）。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-段的长度就比稍短一些，现取 =80mm。b 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，故选用圆锥滚子轴承。由工作要求及=55mm，查GB/T297-1994，选择30212型号，其尺寸为d*D*T=60mm*110mm*23.75mm，a=22.4mm。故，而=23.75+15=38

19、.75mm（取齿轮距箱体内壁间距为15mm），取为40mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高为9.5mm，所以 =69mm。c 取安装齿轮处的轴段-的直径=65mm，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为65mm，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=60mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径为=77mm，轴环宽度b1.4h，取=12mm。d 轴承端盖的总宽度为20mm，（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，取端盖的外端面与联轴器右端

20、面间的距离 mm，故取。e 取中间轴上两齿轮间距为20mm，则=23.75mm，取为23mm；=15+55+（20-12）=78mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。f 轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b * h = 20mm * 12mm (GB/T 10961979)，长度为50mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键16mm*10mm*70mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸

21、公差为m6。g 确定轴上圆角和倒角尺寸 查表15-2，取轴端倒角为2 * ，各轴肩处的圆角半径见前图。求轴上的载荷首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下： =3862.68N=1166.268N=168992.25Nmm=580.945N=1317.235N=25416.34Nmm=190867.35Nmm=170892.86Nmm=254928.86Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：16.104MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 =60MPa，因此是安全的

22、。5) 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面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地确定的，所以这几个截面均不需要校核。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。截面和的应力集中的影响相近，但截面不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，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、更不必校核。由第三章可知，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的左右两侧即可。

23、截面左侧抗弯截面系数W=0.1=27463抗扭截面系数=0.2=54925截面左侧的弯矩M为M=254928.86*（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm截面上的扭矩 截面上的弯曲应力 =7.20MPa截面上的扭转切应力 =10.97MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。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。因为r/d=2/65=0.031；D/d=77/65=1.185 所以=2.56，=1.98又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为 =0.82，=0.85 所以有效应力集中系数为 =2.2

24、79 1.833由附图3-2得尺寸系数，由附图3-3得扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即=1，则得综合系数值为 =3.438 =2.322由3-1及3-2取碳钢的特性系数 ， 求安全系数 =16.76 =11.91 =9.708 S=1.5故可知其安全截面右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算，W=0.1=45653.3 抗扭截面系数 =0.2=91306.6 弯矩M及弯曲应力为 M=254928.86*（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm =4.33MPa 截面上的扭矩 截面上的扭转切应力 =6.597MPa

25、由附表3-8用插入法求出=3.20；=0.8 * 3.20 = 2.56轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数 故得综合系数 =3.287 =2.647求安全系数 =19.32 =17.423 =12.94 S=1.5故可知其安全 8) 绘制轴的工作图 2. 中间轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩 = 2) 求作用在齿轮上的力 因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为 mm 而 圆周力 径向力 610.186N 轴向力 3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取=120，则输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如上图所示。为了使所选轴直径与联轴器的

26、孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为Y132S-4，其轴径D=mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。查表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为 所以，查标准GB/T 5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630 000Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。4) 轴的结构设计A. 拟定轴上零件的装配方案B. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度C. 轴向零件的周向定位D. 确定轴上圆角和倒角尺寸5) 求轴上的载荷3. 高速轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转

27、矩 = 2) 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 mm 而 圆周力 径向力 610.186N 轴向力 3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取=120，则输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如上图所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为Y132S-4，其轴径D=mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。查表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为 所以，查标准GB/T 5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630 000

28、Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。4) 轴的结构设计E. 拟定轴上零件的装配方案F. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度G. 轴向零件的周向定位H. 确定轴上圆角和倒角尺寸5) 求轴上的载荷九.选择滚动轴承及寿命计算十.选择和校核键联接十一.选择联轴器十二.选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件十三.设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进意见等） 这次的课程设计，是关于设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器的内容。在设计过程中，碰到了与以往完全不同的方法及概念；前一部分可能成立的结论用到下一部分内容却会产生致命的错误；我们往往在自认为已经

29、没有问题的时候，却碰到了前面认为不是问题的问题。总结起来，我们最大的欠缺就是缺乏一个整体的观念，常常在不经意中，以偏概全，以局部代替整体。比如，我们设计齿轮时，却总是忘记了考虑到齿轮中心距的过小会使大齿轮的齿顶圆碰到了配合轴的端面，而这是不允许存在的；有时也会影响凸缘端盖的外径的安装。为此我们吃了不少苦头，重算了好多次。另一方面，在这次的设计中，我们用到了大量的经验公式以及大量取范围值的数据，这让我们这些在精确公式及数值下学习成长的学生们顿时产生了无所适从的感觉，取值时往往犹豫不决，瞻前顾后，大大减慢了我们的设计速度。与此同时，我们也发觉到，对工具书使用的不重视是一个非常严重的问题。 这次课程

30、设计的最大优点，就是采用了AutoCAD工程制图软件，大大加快了我们的设计进度，以前手工绘图，既不准确美观，也跟不上现代工程设计的步伐，通过大量的计算机绘图及数据处理过程，提高了我们的CAD实际操作能力。在这次的课程设计之后，我个人认为，如果可以把课程设计的时间往前挪挪会更好，最好是在这学期开学时就给我们安排，这样，我们在学习课程的时候，可以一边进行设计，虽然在前一部分时间因为所学知识的缘故，我们不可能有太大进展，但我们可以通过设计，了解到学习的内容的目的，运用，带着问题和明确的学习目的来学习，我想应该可以达到更好的效果。有个令人不太满意的地方就是“设计”限制了CAD软件的使用，规定只能使用A

31、utoCAD软体，事实上我认为具有重新建模功能的SolidWork软体更能体现出CAD软件的先进性。比如我在设计齿轮和轴承时就使用了它来建模，于是关于齿轮的啮合、轴外侧与齿顶圆的距离等都可以一目了然地从图中看出，纵使设计错误，使齿顶圆与轴相交或其它，也可以通过直接改数据来观察实际可能会出现的情况，有利于减少我们的设计量。SolidWork兼容AutoCAD的工程图文件，而且现代设计的多样性，多元化也完全说明这是可行的。因此我认为不应该限制软件的使用。在这次的设计中，徐老师帮助我们从数据的海洋中找出了方向，为我们说明了十四.参考资料（包括资料编号、作者、书名、出版单位和出版年月）1. 机械设计（第七版）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 2001年高等教育出版社出版2. 机械设计课程设计（第二版）朱文坚 黄平 主编 华南理工大学出版社出版 2004年3. 机械原理（第一版）邹慧君等 主编 高等教育出版社出版 1999年4. 材料力学（第一版）谭文宪 主编 华南理工大学出版社出版 1996年- 24 -