机械设计课程设计二级圆锥齿轮斜齿圆柱齿轮减速器

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1、设计题目:二级圆锥齿轮-斜齿圆柱齿轮减速器原始数据：运输带拽引力F=3600N 运输带速度v=1.0 滚筒直径D=300mm 使用年限5年，双班制每年按300天计算 速度允许误差5%一 确定传动方案图所示为电机直接与圆锥齿轮-圆柱齿轮减速器相联结， 结构紧凑，运动平稳。二 选择电动机 传动装置总效率 工作机输入功率： 三 运动学和动力学计算： 1 总传动比及其分配 四.直齿圆锥齿轮传动的设计计算：1.齿面接触疲劳强度设计： 1）选择齿形制GB12369-90，齿形角由题可知，小齿轮选用40Cr,调制处理，硬度为240280HB，平均硬度280HB；大齿轮选用45号钢，调制处理，硬度为240HB

2、，。2）精度等级取8级5）取齿宽系数：6）确定弹性影响系数：由表10-6，7）由图10-21按齿面硬度查的小齿轮的解除疲劳强度极限，大齿轮的8）根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：9）查3图10-19得接触疲劳寿命系数：，10）由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，2.计算1）由接触强度计算出小齿轮分度圆直径： 则 2）齿轮的圆周速度3）计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：齿向载荷分布系数 查3表10-9得，所以e：接触强度载荷系数4）按载荷系数校正分度圆直径 取标准值，模

3、数圆整为5）计算齿轮的相关参数，6）确定齿宽：圆整取3.校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数当量齿数，查3表10-5得，取安全系数由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数，查3图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力校核强度，由3式10-23 计算得可知弯曲强度满足，参数合理。五.斜齿圆柱齿轮传动的设计计算：1.齿面接触疲劳强度设计1）选择齿轮材料，小齿轮 40Cr,调制，硬度260HB，大齿轮 45号钢，调制，硬度240HB.2）精度等级取8级。3）试选小齿轮齿数取调整后4）初选螺旋角2.齿面接触疲劳强度计算：1）按齿面接触疲劳强度设计查3(10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式1试选载荷系数：2

4、计算小齿轮传递的扭矩：3取齿宽系数：4确定弹性影响系数：由3表10-6，5确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：6根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：查3图10-19得接触疲劳寿命系数：，查3图10-21(d)得疲劳极限应力：，由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， 7由3图10-26查得8代入数值计算小齿轮直径:9圆周速度10齿宽b及模数， 11计算纵向重合度12计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数， 查3表10-3得d：查3表10-4得齿向载荷分布系数 查3图10-13得e：

5、接触强度载荷系数13按载荷系数校正分度圆直径14计算模数3）按齿根弯曲强度设计由3式10-171计算载荷系数2由纵向重合度，从2图10-28得3计算当量齿数4由3图10-20得弯曲疲劳强度极限，5由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数，6取弯曲疲劳安全系数由3式10-12得7由3表10-5得齿形系数，得应力校正系数，8计算大、小齿轮的并加以比较。，大齿轮的数值大。9计算得，去10校正齿数，11圆整中心距圆整为12修正螺旋角变化不大，不必修正前面计算数值。13计算几何尺寸，取齿宽为六、轴的设计计算1、I轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，锥齿轮小齿轮平均分度圆直径 (2)求作用在齿轮上的力圆周力，

6、轴向力，径向力(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据3表15-3，取，于是得由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1 查1附表表8-5，由于电动机直径为38mm，所以选取型号为LH3，孔径选为30mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图根据轴的初步设计轴的长度的确定确定轴上各力作用点及支点跨距由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置，F零件的周向定位查3表6-1 得左端半联轴器定位用平

7、键，宽度为8mm，高度7mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键，右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，8mm，长度略小于轴段，取40mm，选取键。G轴上圆角和倒角尺寸参考3表15-2，取轴端倒角为1.2mm，圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷圆周力，轴向力，径向力根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。2、II轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮：大锥

8、齿轮的平均分度圆直径圆周力，轴向力，径向力斜齿圆柱齿轮：圆周力轴向力，径向力。(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同斜齿圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于是得(4)轴的结构设计轴段1-2，选用轴承型号为30207，轴段直径为35mm，齿轮端面距离箱体内壁（即挡油板厚度）取9mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取30mm。轴段2-3，齿轮轮毂长度为48mm，轴段长应该短2mm，轴段长度定为46mm，直径为齿轮孔径40mm。轴段4-5，由设计结果，斜齿圆柱小齿轮分度圆直径为70.77mm，齿宽为76mm，取此轴段为7

9、6mm,此处选择轴轮结构。具体轴颈见小圆柱斜齿轮。轴段6-7，用于装轴承，挡油板厚度9mm长度取28mm，直径取35mm。轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左右，长度取10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取42mm。轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为22mm，又有定位需要，轴径取42mm。零件的周向定位查3表6-1得齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取38mm，选取键12x38。轴上圆角和倒角尺寸参考3表15-2，取轴端倒角为1.2mm，圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受

10、力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T弯矩和扭矩图如下：(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此。另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。3、III轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力圆周力，轴向力，径向力(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于

11、是得5，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小为40.53mm。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1选取型号为HL4，孔径选为42m。联轴器与轴配合的轮毂长度为84mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图 轴段7-8，由联轴器型号得直径为42mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于84mm，取80mm。轴段4-5，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径70mm，长度略小于轮毂长度取为68mm。轴段5-6，选取轴承型号为33109，由轴承内圈直径得轴段直径为45mm。又考虑大齿轮与小齿轮

12、的配合，大齿轮与内壁距离为10mm。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴段长度为48mm。轴段3-4，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取78mm，长度取10mm。轴段2-3，左端用于轴承定位，轴肩高度取5.5mm，直径为52mm，又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为71mm。轴段6-7，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为20mm，直径取轴承内圈大小为43.5mm。轴段1-2，此段装轴承33109，轴颈去45mm，轴段长度去26mm。零件的周向定位查1附表4-1得左端半联轴器定位用C型平键，宽度为12x8mm，长度略小于轴段，取70mm，选取键，右端大齿轮

13、定位用平键，宽度为20x12mm，长度略小于轴段，取60mm，选取键。轴上圆角和倒角尺寸参考3表15-2，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示圆周力，轴向力，径向力(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，由3表15-4 查的W公式，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面1 ，2，6，7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，但是由于轴

14、的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面1，2，6，7均无需校核。由上述计算已知齿轮中点C处应力最大，截面4的应力集中影响和截面5的相近，但截面4不受扭矩作用，而且截面较大，所以不必做强度校核。 截面C上虽然应力较大，但应力集中不大而且这里的轴颈最大，故截面C也不必校核。显然截面3也不用校核，所以只需校核截面5两侧即可。截面5的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面4左侧的弯矩为截面6上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效

15、应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。截5的右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧的弯矩为截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭

16、转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为,碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。七、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1附表表6-6，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核2、II轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1附表6-6，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，

17、右侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核3、III轴的轴承校核轴承33109的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1附表6-6，得Y=1.6，e=0.38，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核八、键连接的选择及校核计算将各个连接的参数列于下表键直径mm工作长度mm工作高度mm转矩 Nm极限应力Mpa30583.541.7113.693254441.7124.1340464118.9332.370686601.8842.15428

18、04601.8889.57查3表6-1得，所以以上各键强度合格。九、减速器附件的选择1、通气器由于在室内使用，选简易式通气器，采用M121.252、油面指示器，油面变动范围大约为17mm，取M16(16)型号的圆形游标3、起吊装置采用箱盖吊换螺钉，按重量取M8，箱座采用吊耳4，放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.5十、润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为2.1m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。3、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。4、 密封方法

19、的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十一 心得体会由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，例如选择传动比考虑不全面，最终传动比比较大，以致齿轮过大使减速器整体过大，齿轮的计算不够精确等，而且这次设计中风只觉自己对课本知识学得不够扎实，在对齿轮设计校核，轴的设计较，还有轴承的选取校核这几方面，搞得不是很清楚，大部分设计都是根据课本的例题设计的，模仿性较强，不能够完全独立的进行减速器的设计。而且在设计中深深体会到讨论的重要性，在开始的时候由于自己在宿舍画图，没能和其他人讨论，最终使得我的设计上面几个地方没有处理的很好，甚至有些地方没能根

20、据国家标准进行设计，最后，和同学们一起画图通过讨论和他们指导和建议，使我修改了很多地方，把那些不符合国家标准的地方也搞明白了。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。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。在这次设计中天气比较热，出汗比较多，很容易就把图纸弄脏了，而且很累尤其是腰，最后画完图基本上直不起腰了，这也使我深深的体会到了劳动的不容易啊，在这行业工作也是很艰辛的需要一个健康的体魄和较强的耐心。十二 参考文献1机械设计课程设计，中国矿业大学出版社，任济生 唐道武 马克新主编，2008年8月第一版；2机械设计手册.第3卷，化学工业出版社，成大先主编，1992年第三版；3机械设计，高等教育出版社，濮良贵，纪明刚主编，2005年12月第八版；33