圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

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1、汽车学院车辆工程（汽车）11汽车2班王俊一1151951 机械设计课程设计说明书(机械设计基础)设计题目 圆锥圆柱齿轮减速器汽车学院 车辆工程(汽车)专业班级 11级汽车2班 学号 1151951设计人 王俊一指导老师 李小江完成日期 2014年7月27日目录设计任务书3传动方案的拟订及说明3电动机的选择3计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算7轴的设计计算.16滚动轴承的选择及计算.38键联接的选择及校核计算.42联轴器的选择.43减速器附件的选择.44润滑与密封.44设计小结.44参考资料目录.45设计计算及说明结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带

2、式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2350N，带速v=1.57m/s，卷筒直径D=330mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命15年（设每年工作300天），二班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一三、 选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相异步电动机。设计计算及说明结果2）电动机功率的选择(1)卷筒的输出功率(2)电动机输出功率传动装置的总效率式中、为从电动

3、机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-4查得：滚动轴承；圆柱齿轮传动；圆锥齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承；则故 (3)电动机额定功率由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1选取电动机额定功率。3）电动机转速的选择推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-1查得单级圆柱齿轮传动比范围，圆锥齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围为：设计计算及说明结果可见转速为750r/min，1000r/min，1500r/min的电动机均符合。初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额

4、定功率（）电动机转速(r/min)电动机质量(kg)同步满载1Y132M2-65.51000960842Y132S-45.51500144068传动装置的传动比总传动比圆锥齿轮圆柱齿轮10.552.64415.823.963.99由于圆锥齿轮传动比范围为23,故只有方案1可行。因此采用方案1,选定电动机型号为Y132M2-6。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以高速圆锥齿轮传动比圆柱齿轮传动比所得值符合一般圆锥-圆柱齿轮减速器传动比的常用范围设计计算及说明结果3）各轴转速（轴号见图一）4）各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功

5、率，即5）各轴转矩项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)9609603649191功率(kw)4.344.254.083.923.88转矩(N*m)43.1742.28107.04411.38407.19传动比112.6441效率10.980.960.960.99五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速960r/min，齿数比u=2.64，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。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器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2

6、） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮的转矩3） 由机械设计（第八版）表10-7选齿宽系数设计计算及说明结果4） 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数5）由机械设计（第八版）图10-21d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） 计算应力循环次数7) 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数8) 计算

7、接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，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设计计算及说明结果3） 计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数,直齿轮由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表10-9得轴承系数， 接触强度载荷系数4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得5） 计算模数m取标准值6） 计算齿轮相关参数7） 圆整并确定齿宽,取设计计算及说明结果3、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数2） 计算当量齿数3） 由机械设计（第八版）

8、表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4） 由机械设计（第八版）图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5） 由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数6） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得7）校核弯曲强度设计计算及说明结果根据弯曲强度条件公式进行校核满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速364r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。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器，速度不高，故选用7

9、级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料均为40Cr（调质）,硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）齿面硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数4） 选取螺旋角。初选螺旋角 2、按齿面接触强度设计,设计计算及说明结果由设计计算公式进行试算，即(1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮的转矩3） 选齿宽系数4） 由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数5） 由机械设计（第八版）图10-26查得，则6） 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数7） 计算应力循环次数8） 由机械设计（第八版）图

10、10-21d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9） 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数,设计计算及说明结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2） 计算圆周速度v3） 计算齿宽b及模数4） 计算纵向重合5）计算载荷系数设计计算及说明结果根据，7级精度由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数由机械设计（第八版）表10-3查得由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数由机械设计（第八版）表10-4查得由机械设计（第八版）图10-13查得 接触强度载荷系数6）按实际的载荷系数校正

11、所算得的分度圆直径，得7） 计算模数取8） 几何尺寸计算（1） 计算中心距将中心距圆整为193mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正设计计算及说明结果（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、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数2） 根据重合度，由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响系数3） 计算当量齿数4）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数,应力校正系数,5） 由机械设计（第八版）图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 设计计算及说明结果6）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳

12、寿命系数，7） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得8） 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核满足弯曲强度，所选参数合适。六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩,2、求作用在齿轮上的力设计计算及说明结果已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为而圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示图二设计计算及说明结果3、 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，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（第八版）表14-1，

13、由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，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为38mm。4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三设计计算及说明结果（2） 根据轴向定位的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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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

14、30306，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取 5）锥齿轮轮毂宽度为64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。6） 由于，故取（3） 轴上的周向定位设计计算及说明结果圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时

15、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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 (5) 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力5、 前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查设计计算及说明结果得，故安全。5.精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为截面5上的扭矩为截面上的弯

16、曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得.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（第八版）设计计算及说明结果附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值设计计算及说明结果故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径而圆周力

17、、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示设计计算及说明结果图四设计计算及说明结果3、初步确定轴的最小直径4、 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和5、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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30306，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机

18、械设计（机械设计基础）课程设计设计计算及说明结果表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3） 已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选

19、择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为6、 求轴上的载荷设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，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（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1

20、）判断危险截面截面5左右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数设计计算及说明结果抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为截面5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，调质处理。由表15-1查得。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（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为设计计算及说明结果由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取合金钢的特性系数计算安全系数值19.82故可知安全。（3）

21、截面5左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5左侧弯矩M为设计计算及说明结果截面5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，由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值设计计算及说明结果故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示设计计算及说明结果图六设计计算及说明结果3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，

22、输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，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（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，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为84mm。4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图六）图六设计计算及说明结果（2）根据轴向定位的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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的 直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径， 半联轴

23、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1-2段的长度应比略短些，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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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30310，其尺寸为，而。左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程 表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取 ；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm，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。齿轮的左端采用轴肩定位，轴

24、肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。设计计算及说明结果4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取 5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，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来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒

25、角为5、 求轴上的载荷设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，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），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面7右侧受应力最大（2）截面7右侧抗弯截面系数抗扭截面系数设计计算及说明结果截面7右侧弯矩M为截面7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45钢，调质处理。由表15-1查得。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（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又

26、由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。设计计算及说明结果轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。七、滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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30306，其尺寸为载荷水平面H垂直面V支反力F设计计算及说明结果则则则 则故合格。中间轴滚动轴承计算载荷水平面H垂直面V支反力F初步选择滚动轴承，由机械设计

27、（机械设计基础）课程设计表15-7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30306，其尺寸为设计计算及说明结果则则则则，则 则故合格。输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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30310，其尺寸为，设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则，则 则故合格设计计算及说明结果八、键联接的选择及校核计算输入轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，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，接触长度，则键联接所

28、能传递的转矩为：，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，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，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，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：设计计算及说明结果，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，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，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，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。九、联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故

29、取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，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为84mm。设计计算及说明结果十、减速器附件的选择由机械设计（机械设计基础）课程设计选定通气帽，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫,箱座吊耳，吊环螺钉M12（GB825-88），启盖螺钉M8。十一、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，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）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿

30、轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。由于大圆锥齿轮，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、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。十二、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考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，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.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

31、设计（机械设计基础）课程设计等于一体。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、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。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。设计计算及说明结果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。十三、参考文献1、机械设计（第八版）高等教育出版社2、机械设计（机械设计基础）课程设计高等教育出版社, 设计题目：型砂搅拌机的传动装置两级圆柱齿轮减速器 姓名：谭骏

32、学号： 10921480132专业班级：109214801 目 录摘要 第一章 绪论 1.1 引言1.2 目的 第二章 设计项目 2.1 已知数据 2.2 传动方案的选择 2.3 电动机的选择 2.4 传动比的计算与分配 2.5 传动参数的计算 2.6 各级传动零件的设计计算 2.7 轴的尺寸设计按许用应力计算 2.8 联轴器的选择 2.9 键的选择按轴颈选择 2.10 滚动轴承的选择 2.11 箱体及减速器附件说明 2.12 滚动轴承的外部密封装置 第三章 装配图设计 第四章 零件图设计 第五章 个人小结 第六章 参考文献 第一章 绪论 1.1 引言机械设计综合课程设计是对我们一个学年内学习

33、状况的考察，也是锻炼同学自主创新、设计及思考的一项课题。本次机械设计课程设计的主题为“二级展开式圆柱齿轮减速器”，在设计过程中涉及到了很多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们相关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。 1.2 目的综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。 第二章 设计项目 2.1 已知数据 设计要求： 单班制工作，单向运行，有轻微的振

34、动，启动载荷为名义载荷的1.5倍，减速器成批生产设计基本参数： 组号 4-3 碾盘主轴转速(r/min) 10锥齿轮传动比i 4碾盘主轴扭矩（N.m）600每天工作时数/h8传动工作年限/a8 2.2 传动方案设计传动方案：电动机通过联轴器输入到双级圆柱齿轮减速器，其中高速级采用圆柱斜齿轮，低速级采用圆柱直齿轮。然后低速级通过联轴器,锥齿轮传动输入到磨盘上。 设计图例： 2.3 电动机的选择选用Y132S-6型三相异步电机，其参数如下：（1） 额定功率：4KW（2） 启动转矩：2.2 N.m（3） 同步转速：1000r/min（4） 满载转速：960r/min（5） 伸出端直径：80mm(6)

35、（6） 伸出端安装长度：60mm（7） 中心高度：100mm（8） 外形尺寸：380*205*2452.4 传动装置的总传动比的确定与传动比的分配(1) 总传动比的确定原始数据给出锥齿轮的传动比为3.8，总传动比为960/10=96则减速箱的总传动比为i=96。i锥=4(2)传动比的分配对于二级圆柱齿轮减速器，i1=(1.31.5)i2由此计算得：又i总=i1* i2*i锥i1=5.8 i2=4.142.5计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速碾盘转轴： n3=n4*i3= 10r/min3轴： n2=n3*i2=165.5/5.8*4.1=28.53r/min 2轴： n1=n2*i1

36、 =960/4.14=165.5r/min1轴：n1=nm=960r/min(2)各轴的输入功率主轴功率 Td=9550*p4/nm，而n=10, T4=600 N.m, 则p4 =1.591KW联轴器的效率1=0.99，滚子轴承的效率2=0.98圆柱齿轮传动的效率3=0.98，锥齿轮传动的效率4=0.98传动系统各级之间的效率分别为:01=1=0.99,12=23=0.96,23=23=0.94,34=12234=0.92系统的总效率为=01122334=1224324=0.844轴：p4=p334=pd1224324=1591W p3 =1.894KW3轴：p3=p223=pd12232=

37、1894W p2 =2.074KW2轴：p2=p112=pd123=2.074W p1 =2.1814KW1轴：p1=pd01= pd1=2.2034KW pd =2.2034KW 故选择3KW (3)各轴的输出转矩电动机的输出转矩为Td=9550*pd/nm=9550*3/960=29.84375N.m13轴的输入转矩为：1轴：T1= Td01=29.54N.m2轴：T2= T1 i112=164.5975N.m3轴：T3= T2 i223=654.4489N.m磨盘轴的输入转矩为T4= T3 i334=2408.37N.m 轴名转矩/N.m转速(r/min)功率 /Kw输入输出电机轴329

38、.84960高速轴3.1919.4229.54960中间轴2.68140.79164.597518375低速轴2.254732.84654.448952.5磨盘轴189427502408.3710运动和动力参数整理如下表： 2.6 传动零件的设计计算六.设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2115.824=139.2,取Z2=140 。5）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿

39、面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数 （）由图查得 （）计算小齿轮传递的转矩 =95.51.894/960=1.8841N.mm（）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数 （）由图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（）由式计算应力循环次数 =6096018300881.106 =（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1，由式得 ）计算 （）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 =29.31mm （）计算圆周速度 =1.44m/s （）计算齿宽及模数=

40、11.18mm=2.25b/h=29.31/2.655=11.04（）计算纵向重合度 （）计算载荷系数K 已知使用系数 根据v=1.44m/s，级精度，由图查得动载荷系数 由表查得 由图查得 假定，由表查得故载荷系数 （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得29.31 =32.64mm （）计算模数 32.64/24=1.32 3按齿根弯曲强度设计由式 ） 确定计算参数（）计算载荷系数 （）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数 （）计算当量齿数 （）查取齿形系数由表查得 （）查取应力校正系数 由表查得 （）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲

41、疲劳强度寿命系数 （）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得 （）计算大小齿轮的 大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须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=21.11取，则,取4几何尺寸计算计算中心距100.51）将中心距圆整为101mm）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。 ） 计算大、小齿轮的分度圆直径 32.63mm169.38mm） 计算大、小齿轮的齿根圆直径28.88mm165.63mm

42、） 计算齿轮宽度） 1圆整后取； 5验算833.3N25.53N/mm100N/mm合适七.设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数211424=96。 2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即 ） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩 95.5 N.mm（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图按齿面硬度查得小齿

43、轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数 60 =（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1，由式得 ） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=54.34mm（） 计算圆周速度v =0.52m/s计算齿宽 =1计算齿宽与齿高之比2.264mm=2.25b/h=54.34/5.094=10.67（） 计算载荷系数K 根据v=0.52m/s，级精度，由图查得动载荷系数 假设，由表查得 由表查得使用系数由表查得 由图2查得故载荷系数 （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得54.34 =57.27mm

44、（）计算模数m =d1/Z1 =57.27/24=2.39 3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得 （） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得 （）查取应力校正系数 由表查得 （）计算大小齿轮的，并比较 大齿轮的数据大） 设计计算mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.84，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲

45、劳强度算得的分度圆直径d1=57.27mm来计算应有的齿数。于是有Z1=d1/m1=57.27/2=28.64取Z1=29大齿轮齿数 取4几何尺寸计算） 计算分度圆直径d 1=m1d 2=m1） 计算齿根圆直径df1=d1-2m=58-2=54df2=d2-2m=202-2=198） 计算中心距a =(d1+d2)/2=(58+202)/2=130计算齿宽 ） =1取B2=60mm B1=65mm 5验算2592.2N44.78N/mm100N/mm 合适设计数据如图（高速）名称代号单位小齿轮大齿轮中心距amm101传动比i5.2模数mm1.5螺旋角14.86齿数z21109分度圆直径dmm3

46、3170齿根圆直径mm30167齿顶圆直径mm36.5173.5齿宽bmm3540 （低速）名称代号单位小齿轮大齿轮中心距amm 130传动比i 3.5模数mmm 2齿数z 3275分度圆直径dmm 58202齿顶圆直径damm 62206齿根圆直径mm 53.5197.5齿宽bmm 6065 九.减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率 P1=2.254Kw n1=960r/min转矩T1=2.237求作用在齿轮上的力 833.3N833.3=314.20N833.3=225.4N 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），

47、于是由式初步估算轴的最小直径112=12.84mm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Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， Tca=KAT1 =1.3=18740.8N.mm 查机械设计手册，选用HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L42，半联轴器与轴配合的毂孔长度。轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，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，故的长度应该比