机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器传动装置设计

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1、各专业全套优秀毕业设计图纸机械设计课程设计院 部： 长江学院机电学院 班 级： 1232601 专 业： 机械电子工程 姓 名： 刘和林 学 号： 201230260102 指导教师： 廖老师 2015年01月前言1.设计目的 机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1） 通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的的理论与实去分析和解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定

2、设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确算零件的工作能力，确定尺寸及掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算、绘图、阅设计资料和手册、运用标准和规范等。目录1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核 10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12.

3、参考文献一、设计题目展开式二级圆柱齿轮减速器传动装置设计二、运动简图 图11电动机 2V带 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限10年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为 5%.四、原始数据滚筒直径D（mm）：280运输带速度V（m/s）：1.35运输机的工作拉力F（N）：1800五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份一. 电动机的选择一、确定电动机转速 滚筒轴工作的转速二、电动机输出功率其中总效率为查表可得Y100L-2符合要求,故选用它。 Y100L-2(同步转速，2极)的相

4、关参数 表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比查表可得V带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35，展开式二级圆柱齿轮减速器。初分传动比为，。二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表2项目电机轴高速轴中间轴低速轴转速28801152271.5189.58功率2.922.8032.6922.585 转矩 9.68323.2494.689275.608传动比2.54.2433.031效率0.96 0.960.922三

5、V带传动的设计计算一、确定计算功率查表可得工作情况系数故二、选择V带的带型根据，由图6-8可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。查表6-1可得选取小带轮的基准直径2、验算带速按计算式验算带的速度3、计算大带轮的基准直径按式计算大带轮的基准直径根据教材附表6-7， 可得 。4、确定V带的中心距和基准直径（1）按计算式 初定中心距 ，考虑到设计要求结构紧凑，故选=430mm （2）按计算式计算所需的基准长度=1364mm查教材附表6-2可选带的基准长度（3）按计算式计算实际中心距中心距的变化范围为5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率

6、由由附表6-3表可得根据和A型带，由附表6-4得、由附表6-2得 由附表6-5得=0.96。 故（2）计算V带的根数Z 故取V带根数为2根7、计算单根V带的初拉力的最小值查表可得A型带的单位长度质量 应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为=484.756N四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查附表8-1可选择小齿轮材料为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

7、差为40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取（5）选取螺旋角，初选螺旋角2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值试选，则有小齿轮传递转矩查附图8-3可选取区域系数 查附表8-6可选取齿宽系数查附表8-5可得材料的弹性影响系数。查附图8-7得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数查附图8-6可选取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，按计算式得（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算总相重合度计算载荷系数查附表8-2可得使用系数，根据，由附表

8、8-12可得应该选9级精度，查附图8-1可得动载系数，由附表8-4查得的值为：故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数3、按照校核公式进行校核确定公式内的各计算数值查附图8-3可选取区域系数 由附表8-5可得=189.8=10.33MP故取，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，于是有取，则4、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为（2）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。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，。二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及

9、齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数（5）选取螺旋角，初选螺旋角2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值试选小齿轮传递转矩查附表8-5可选取齿宽系数, 查附图8-3可选取区域系数，则有查附表8-5可得材料的弹性影响系数。查附图8-7得按齿面硬度选取小齿轮的

10、接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数,于是得（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算总相重合度计算载荷系数查附8-2表可得使用系数，根据，8级精度，查附图8-1可得动载系数，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数3、按照校核公式进行校核查附图8-3可选取区域系数 由附表8-5可得=189.8=16.33MP 满足条件故取，满足接触疲劳强度，不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 4、几何尺寸计算（

11、1）计算中心距将中心距圆整为（2）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。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取， 五 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为2 各轴段的直径的确定 ：因为有一个键槽，所以最小直径为18mm ：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表（采用圈式密封），=+6mm=24mm。：轴肩处为过度部位，区分加工表面，轴段与轴承配合，轴承仅承受径向力，查表13-6可得应该选择轴承型号6006，其主要参数，所以=30mm，=13mm。:=齿顶圆直径，取=+2mm=44mm。:=40mm

12、:=28mm：滚动轴承处轴段，=24mm3 各轴段长度的确定：由V带的型号查表可得，取=（2+1）13=39mm，故取40mm。：由箱体结构 轴承端盖和装配关系确定地脚螺栓=0.036a+12=20mm轴承旁边连接螺栓=0.75=15mm 取=16mm由表可得=22mm =20mm箱体轴承孔长 轴承端盖厚t=10mm装拆螺钉余量取=20mm则=L+t+-c-=65+10+20-5-13=80mm：由滚动轴承确定=30mm：由装配关系及箱体结构等确定=86mm：由滚动轴承 挡油盘及装配关系确定=44mm:=18mm:=36mm4大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为,大带轮与轴的配合

13、为，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷和带传动有压轴力(过轴线，水平方向)，。将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一 图二图三注图二中通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中通过另加转矩而平移到指向轴线同理 6 、求两轴承的计算轴向力和对于型轴承，轴承的派生轴向力故7、求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，对于轴承2，8、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有故符合要求。9、弯矩图的计算水平面： ,N,则其各段的弯矩为：BC段：由弯矩平衡得M-CD段：由弯矩平衡得铅

14、垂面：则其各段弯矩为：AB段：则 BC段：则 CD段：则 现将计算出的截面处的、及的值列于下表 表3载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩10、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。根据计算式及上表的数据，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，查表可得，因此，故安全。11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键根据，从表中查得键的截面尺寸为：宽度： 高度：,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得

15、取其平均植，键的工作长度键和轮毂键槽的接触高度则，故合适。所以选用：键C GB/T 1095-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的、都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为 中速轴小齿轮上的三个力分别为 2. 各轴段的直径的确定：最小轴段因为要与轴承配合，查表13-6可得，选择轴承型号还是为6006，所以=30mm，=13mm。：此段为齿轮的安装段，轴肩为过度部位，区分加工表面，所以=+4mm=34mm。：此段采用轴环定位，根据齿轮的轴向定位要求轴环的高度应

16、该满足，故取h=3mm,所以=+6mm=40mm。：高速大齿轮轴段=34mm。：滚动轴承处轴段=30mm。3 各轴段长度的确定 ：由滚动轴承 装配关系确定=+c+k+2.5mm=13+5+9+3+2.5=32.5mm,取=34mm。：由低速级小齿轮，配合轴段长应该比齿轮宽短，所以=65mm:轴环宽度,为了有足够的强度来承受轴向力，通常取=18mm:由高速级大齿轮的毂孔宽度，所以=50mm:由滚动轴承 挡油盘及装配关系等确定=50mm4、轴上零件的周向定位低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。其尺寸为齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。求两轴承所受

17、的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三7、求两轴承的计算轴向力和由齿轮中计算得，对于型轴承，轴承的派生轴向力算得所以 8、求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，对于轴承2，9、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有故符合要求。10、弯矩图的计算水平面：。AB段：则即 BC段：则 CD段：则 。铅垂面：AB段： BC段： CD段： 现将计算出的截面处的、及的值列于下表 表4载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩11、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

18、)的强度。根据计算式及上表的数据，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，查表可得，故安全。 12、键的选择和校核一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用普通平键取键长，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度键和轮毂键槽的接触高度则，故合适。所以选用：键 GB/T 1095-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 各轴肩处圆角半径为2。三、低速轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的、都是作用力与反作用力的关系，则（1）各轴段

19、的直径的确定：滚动轴承处轴段=34mm：低速级大齿轮轴段=54mm.：轴环，根据齿轮的轴向定位要求=66mm：过度轴段，考虑挡油盘的轴向定位=48mm.：滚动轴承处轴段轴肩处为过度部位，区分加工表面，轴段35与轴承配合，所以=36mm。：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用圈式密封）=31mm：最小直径，安装联轴器的外伸轴段=29mm（2）各轴段长度确定：由滚动轴承 挡油盘及装配关系确定=32mm：由低速级大齿轮的毂孔宽 确定=66mm：轴环宽度=18mm：由装配关系 箱体结构确定=76mm：由滚筒轴承 挡油盘及装配关系确定=24mm：由箱体结构 轴承端盖 装配关系确定

20、=36mm：由联轴器的毂孔宽 确定=60mm6、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键型连接。轴与齿轮连接采用平键，L=70，齿轮轮毂与轴的配合为。同样半联轴器与轴连接，采用键。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保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。7、轴上齿轮所受切向力，径向力，轴向力，。8、求两轴承所受的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三 9、求两轴承的计算轴向力和对于型轴承，轴承的派生轴向力故 10、求轴承的当量动载荷和，。查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1 ，对于轴承2 ，因轴承运

21、转载荷平稳，按表13-6，取则。11、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有预期寿命 故合格12、弯矩图的计算水平面： ,.AB段：弯矩为0BC段： CD段： 铅垂面：,.AB段弯矩为0BC段: CD段： 现将计算出的截面处的、及的值列于下表表5载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩13、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。根据计算式及上表的数据，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，查表可得，因此，故安全。14、键的选择和校核选键型为平键键槽，根据，从表中查得键的截面尺寸为：宽度

22、=10，高度h=8。取键长。键轴和毂的材料都是钢，有表查得许用挤压应力，取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故选取键： GB/T 1095-200315、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。六.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）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，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的

23、宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计 A 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紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，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。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺

24、安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 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.E 盖螺钉：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.F 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，以提高定位精度.G 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.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴

25、承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）七. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其

26、速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ 而H=30 =34 所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。八、课程设计心得体会 经过三周的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，接受了盲目

27、计算的教训。至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到三天,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!由于时间紧迫，所以这次的设计存

28、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，传动更稳定精确的设备。参考文献（1）濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001（2）张策, 机械原理与机械设计M. 北京：机械工业出版社， 2004.（3）吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京: 高等教育出版社, 2007. （4）王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). 北京: 机械工业出版社,2006（5）陈东 机械设计教材 北京:电子工业出版社,2010(6)王之栋 王大康 机械工业出版社 第二版201343