机械设计课程设计任务报告.docx

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1、燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目：题目：二级展开式圆柱齿轮减速器二级展开式圆柱齿轮减速器学学院：院：机械工程学院机械工程学院年级专业：年级专业：20132013 级卓工班级卓工班学学号：号：130101040026130101040026学生姓名：学生姓名：李响李响指导教师：指导教师：齐效文齐效文-2-前言带式运输机传动装置设计过程中的主要内容为传动方案的分析与拟定；选择电动机；计算传动装置的运动参数和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择计算；减速器箱体结构设计及其附件的设计、绘制装配图和零件工作图、编写设计计算说明书以及设计总结和答辩

2、。主要依据机械设计和其他学科所学的知识，机械设计课程设计指导手册相关的规定和设计要求，机械设计课程设计图册相关部分的参考以及其他设计手册和参考文献的查阅，最后还有老师在整个课设过程中的指导和不断的纠正，来完成本次的课程设计。通过这次课程设计，培养了我们独立机械设计的能力，对机械总体的设计有了一个宏观的认识，对具体的结构及其作用和各部分之间的关系有了更加深刻的了解，考虑问题更加全面，不仅要考虑工艺性，标准化，还要考虑到经济性，环境保护等。综合各种因素得到一个相对合理的方案。本次设计过程涉及到机械装置的实体设计，涉及零件的应力、强度的分析计算，材料的选择、结构设计等，涉及到以前学过的工程制图、工程

3、材料、机械设计制造、公差配合与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理等方面的知识，是对以前所学知识的一次实践应用，考验学生的综合能力，是一次十分难得的机会。-3-目录摘要.-4-一、项目设计目标与技术要求.5二、传动系统方案制定与分析.5三、传动方案的技术设计与分析.63.1 电动机选择与确定.73.2 传动装置总传动比确定及分配.93.3 运动学计算.10四、关键零部件的设计与计算.124.1 设计原则制定.124.2 齿轮传动设计方案.134.3 第一级齿轮传动设计计算.134.4 第二级齿轮传动设计计算.194.5 轴的计算.254.6 键的选择及键联接的强度计算.284.7 滚动轴承选

4、择方案.30五、传动系统结构设计与总成.315.1 装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范.315.2 主要零部件的校核与验算.36六、主要附件与配件的选择.426.1 联轴器选择.426.2 润滑与密封的选择.436.3 通气器.456.4 油标.466.5 螺栓及吊环螺钉.476.6 油塞.48七、零部件精度与公差的制定.487.1 精度制定原则.487.2 减速器主要结构、配合要求.497.3 减速器主要技术要求.50八、项目经济性与安全性分析.518.1 减速器总重量估算及加工成本初算.518.2 安全性分析.518.3 经济性与安全性综合分析.51九、设计小结.52十、参考

5、文献.53附页（三维图）.54-4-摘要摘要带式运输机通过 200 多年的发展，已被电力、冶金、煤炭、化工、矿山、港口等各行各业广泛应用。带式运输机具有结构简单，输送量大、输送物料范围广泛、运距长、装卸料方便、可靠性高、运费低廉、自动化程度高等优点，是国民经济中不可缺少的设备传动装置更是带式运输机的核心部分，传动装置即本次重点设计的减速器，起到降低转速和增大转矩的作用，使其运行更加平稳；减速器中的齿轮传动效率高、传递载荷大、结构紧凑、可靠性高、寿命长等优点保证了带式运输机的广泛应用。因此减速器的设计是非常重要的。根据使用地点和使用要求确定了减速器的传动带式（本次选用二级展开式圆柱齿轮），根据带

6、拉力和卷筒的转速确定电机型号及总体的传动比，根据所选的传动形式分配传动比，设计齿轮的类型及尺寸，确定中心距；接下来进行轴径的初估、轴系的结构设计（润滑、密封方式的确定、轴承的选用）以及箱体的总体设计，之后用安全系数发对轴进行校核，对轴承的寿命进行计算。最后对整体进行安全性、经济性、环境保护等进行综合分析对比。关键词：减速器 整体设计 方案比较 安全性 经济性编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第5页 共56页第 5 页 共 56 页设计计算过程结果一、项目设计目标与技术要求一、项目设计目标与技术要求任务描述：主要任务为减速器

7、的设计，通过对减速器的设计实现降低转速和增大转矩，考虑到工作地点和其他要求，根据原始数据，任务书中带的拉力（F）、带速（v)和卷筒直径（D)，设计出一个相对合理的方案，达到预期的目标。技术要求：此传动装置工作地点为煤厂，生产批量为中批，能承受中等冲击，使用年限为四年二班。合理的传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便，不仅以单纯地实现功能为目的，还要考虑标准化以及环境的保护等。二、传动系统方案制定与分析二、传动系统方案制定与分析传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选择原动机、确定总传动比和合理分配各级传动比及计算传动装置的运动和动力参数。如

8、图 1 所示为带式输送机机构简图，原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为卷筒，各部件用联轴器联接并安装在机架上。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要一环，而合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。根据设计目标和技术要求，可行设计传动方案如下：方案1：二级展开式圆柱齿轮优点：传动比一般为840，用于平行轴之间的传动，结构简单，加工和维修都比较方便，效率高，成本低，应用广泛。并且高速级和低速级均用斜齿轮，冲击、振动和噪声较小，重合度大，结构紧

9、凑，传动较平稳，适用于高速传动。工作可靠，寿命长。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第6页 共56页第 6 页 共 56 页设计计算过程结果缺点：由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，一般适用于载荷较平稳的场合；斜齿轮还会产生轴向力。方案2：二级圆锥-圆柱齿轮减速器优点：锥齿轮布置在高速级，圆锥为直齿时i=820，为斜齿或曲线齿时i=840；用于传递相交轴之间的传动;结构紧凑，传动效率高。缺点：和圆柱齿轮相比，直齿圆锥齿轮的制造精度较低，工作振动和噪声比较大，故圆周速度不宜过高；且圆锥齿

10、轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，所以只有在改变轴的布置方向时采用。方案3：蜗杆-齿轮减速器优点：蜗杆布置在高速级，效率相对较高，结构紧凑、工作平稳、无噪声、以及能得到很大的传动比，一般为1560，最大到480。缺点：在制造精度和传动比相同的条件下，蜗杆传动的效率比齿轮的低，同时蜗轮需用贵重的减摩材料（如青铜）制造；蜗杆单头效率较低，多头虽效率提高，但制造困难。此外，蜗杆传动发热大，温升高，润滑的要求相对苛刻，在设计时还需进行热平衡计算。方案4：二级同轴式减速器优点：传动比一般为840，用于平行轴之间的传动，横向尺寸较小，结构简单，加工方便等，与展开式大致相同缺点：轴向尺寸较大，中

11、间轴较长，刚度较差，高速级齿轮的承载能力难以充分利用。根据使用地点为煤厂，要求结构紧凑，传动效率高；使用年限为四年二班，工作要求可靠且具有相当的寿命；要能承受一定的冲击。综合考虑以上因素，本次选择二级展开式圆柱齿轮，它不仅能达到上述的要求，结构紧凑、效率高、工作可靠、寿命长，而且其结构简单，加工和维修方便，成本大大降低，应用斜齿轮工作更加平稳，寿命延长。综上，选择二级展开式圆柱齿轮减速器。三、传动方案的技术设计与分析三、传动方案的技术设计与分析编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第7页 共56页第 7 页 共 56 页设计计

12、算过程结果传动系统的总体参数、运动和动力参数计算与确定。包括电机类别、系列及具体型号选择；给出电机方案选择依据；计算总传动比，分配各级传动比，给出各级传动比分配原则或分配依据说明；计算各轴转速、功率和转矩等。3.1 电动机选择与确定电动机选择与确定3.1.1 电动机类型和结构形式选择电动机类型和结构形式选择如无特殊需要，一般选用 Y 系列三相交流异步电动机，其具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点；根据不同的防护要求，电机结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等区别。根据以上要求，可选方案如下：方案1：Y系列（IP23）三相异步电动机该系列一般用途防护式笼型电动机，能防止手指触及机壳

13、内带电体或转动部分。该电机类型具有效率高、起动性能好、噪声低、体积小、重量轻等优点。适用于驱动无特殊要求的各种机械设备，如水泵，鼓风机等。防护等级为IP23。方案2：Y系列（IP44）三相异步电动机该系列电动机为封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，效率高、节能，堵转转矩高、噪声低、振动小，运行安全可靠。能防止灰尘、铁屑或其他杂物进入电机内部；具有Y系列（IP23)相同的用途外，还能适用于灰尘多、水土飞溅的场合，如磨粉机、矿山机械等。防护等级为IP44。根据使用地点为煤厂，电机要能适用于灰尘，防护等级要高，效率高，工作可靠，故选择选用 Y 系列（IP44)三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构。3.1

14、.2 电动机容量确定电动机容量确定(1)工作机功率 PI电动机计算公式和有关数据皆 引 自机械设计课程设计指导手册P9-P11和P120编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第8页 共56页第 8 页 共 56 页设计计算过程结果PI=1000Fv=100081.01623=1.32（kW）卷轴承联轴承齿轴承齿轴承联总=卷齿轴承联242由机械设计课程设计指导手册P88表 12-10 查得：轴承效率（滚珠轴承）98.0轴承，弹性联轴器效率99.0联，齿轮传动效率（8 级精度齿轮传动）97.0齿，卷=0.96，82.096.097

15、.098.099.0242总（2）电动机实际输出功率dPdP=61.182.032.1PI总（kW）(3)电动机额定功率dP考虑到电机的安全性和裕度，由机械设计（机械设计课程设计指导手册P120表 14-4 选取电动机额定功率Wk2.2P d。3.1.3 电动机转速选择电动机转速选择（1）工作机的输出速度）（卷minrvn/3.5727081.0100060D100060（2）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导手册P8表 2-2 查得：按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮传动比一般为408i，则电动机转速可选范围为：）（）（minrnind/22924.4583.574

16、08卷符合这一范围的同步转速有）（、minr/50010001750，方案对比如下：方案 1：同步转速为）（minr/750PI=1.32kW总=0.82Pd=2.2kWn卷=57.3（r/min)编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第9页 共56页第 9 页 共 56 页设计计算过程结果）（minr/750的电机体积大，价格昂贵；方案 2：同步转速为）（minr/1000价格适中，电机和传动装置的体积适中；方案 3：同步转速为）（minr/1500价格适中，传动装置的体积稍大。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因

17、素，决定选用同步转速为 1000r/min 的电动机，由机械设计（机械设计课程设计指导手册P120表 14-4 选取具体参数。电动机具体参数为：表 3-1 Y112M-6 电机参数表电 动 机型号额 定 功率（kW）电 动 机同 步 转速（r/min）电动机转速(r/min)堵转转矩/额 定 转矩最大转矩/额定转矩Y112M-62.210009402.02.23.2 传动装置总传动比确定及分配传动装置总传动比确定及分配3.2.1 传动装置总传动比确定传动装置总传动比确定）（卷minrn/3.5740.163.57940卷nnim3.2.2 各级传动比分配各级传动比分配3.2.2.1 分配方案分

18、配方案对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质和热处理条件相同、齿宽系数相等时，为使高、低速级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下式分配：n=1000(r/min)传动装置总传动比的确定及其分配公式和有关数据皆引自机械设计课程设计指导手册P12-P15i=16.40编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第10页 共56页第 10 页 共 56 页设计计算过程结果ii15.13.1式中，1i为高速级传动比，i为减速器的总传动比。3.2.2.2 各级传动比确定各级传动比确定96.462.440.165

19、.13.15.13.1）（ii1取80.41i，42.380.440.1612iii。3.3 运动学计算运动学计算3.3.1 各轴输入功率各轴输入功率电机轴)kW(61.1dP轴)kW(59.199.061.11联dPP轴）（齿轴承kW51.197.098.059.112PP轴）（齿轴承kW44.197.098.051.123PP卷筒轴）（联轴承卷kW40.199.098.044.13PP3.3.2 各轴转速各轴转速电机轴min)/(940 rnd轴min)/r940（d1nn轴211/nni=940/4.80=195.83（r/min）轴322/nni=195.83/3.42=57.26（r

20、/min）i1=4.80i2=3.42Pd=1.61P1=1.59P2=1.51P3=1.44P4=1.40单位：kWnd=940n1=940n2=195.8n3=57.26编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第11页 共56页第 11 页 共 56 页设计计算过程结果卷筒轴min/r26.57卷n3.3.2 各轴转矩各轴转矩电机轴)(36.1694061.195509550mNnPTddd轴)(15.1694059.195509550111mNnPT轴)(64.7383.19551.195509550222mNnPT轴)(

21、20.24026.5744.195509550333mNnPT卷筒轴)(50.23326.5740.195509550mNnPT卷卷卷运动和动力参数计算结果整理于下表:表 3-2 传动与动力装置运动学参数表轴号功率P/kW转矩 T/（Nm）转速 n/（r/min）传动比i效率电机轴1.6116.369401.000.99轴1.5916.159404.800.95轴1.5173.64195.833.420.95轴1.44240.2057.261.000.9726.57卷n单位r/minTd=16.36T1=16.15T2=73.64T3=240.2T卷=233.5单位：mN编号：时间：2021

22、年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第12页 共56页第 12 页 共 56 页设计计算过程结果卷筒轴1.40233.5057.26四、四、关键零部件的设计与计算关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定设计原则制定关键零部件（主要包括齿轮、轴、键、轴承等）的设计是整个系统能正常运转和保证其寿命和可靠性的基础，所以零部件的设计是传动装置的设计中非常重要的一个环节。其主要原则如下：（1）不同类件的安全系数确定齿轮：在齿轮设计时，按照齿面接触疲劳强度设计，按照齿根弯曲疲劳强度校核。S 为疲劳强度安全系数，设计时按照齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率

23、计算齿轮的疲劳强度，取 S=1。轴：其与轴承和齿轮要进行配合且要进行相对转动，为重要轴，所以在进行轴的强度计算时按安全系数校核计算。当材料质地均匀、载荷与应力计算较准确，取 S=1.31.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取 S=1.51.8；材料均匀性和计算精度都很低，或尺寸很大的转轴（d），则可取 S=1.82.5。此处按第一种情况计算，即 S=1.31.5。（2）关键件或主要件加工工艺制定齿轮用锻钢锻造，接下来进行热处理，之后切齿；轴用的也为45 钢，为了保证其力学性能，之后进行热处理。对于箱体和箱座，它们主要是支承其他的零部件，采用铸造即可。（3）材料选择与工艺选择材料选择的问题是由

24、于它们的重要程度及其运动类型和载荷冲击等有关，轴和齿轮有运动和载荷冲击，采用 45 钢。不同零件具体加工工艺不同，可以达到它们都能达到要求的性能并得到充分的利用如设计齿轮时，一对啮合的齿轮，大齿轮一般用正火，小齿轮用调质，使其硬度值差3050，避免胶合，还可使其寿命相当。另外，设计要求是中批，齿轮的锻造可选择自由锻，也可以选择模锻。本人设计选择模锻（区别在于模锻的齿轮在轮辐上的孔要有斜度）.普通平键的主要失效形式是压溃，所以，键的材料要有足够的硬度。根据标准规定，键用强度极限用不低于 600MPa 的钢材制造，此处选精拔钢。轴承为标准件，到时直接选择型号即可。轴承一般都是用强度高、耐磨性好的轴

25、承合金钢制造。箱体和箱座只需承受一定的重量，材料可用 HT200；端盖中闷关键零部件设计原则的制定（安全系数、材料及加工工艺）编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第13页 共56页第 13 页 共 56 页设计计算过程结果盖只需要轴向定位轴承，不承受其他外力，透盖的孔径比轴径大，不需要太大的刚度，铸造即可，材料可用 HT150。4.2 齿轮传动设计方案齿轮传动设计方案其中包括软齿面/硬齿面方案选择，设计及校核原则，直齿轮/斜齿轮选择方案。（1）传动类型：斜齿轮斜齿轮相比直齿轮运行更加平稳、噪声小、结构更紧凑，接触应力比直齿轮

26、小，使寿命更长。（2）精度等级：圆柱齿轮减速器结构简单，应用广泛，为通用减速器取 8 级（机械设计P76表 6-2）（3）材料和热处理：齿轮的材料选 45 钢，软齿面（HB350）由机械设计P77表 6-3 查得小轮调质 HB1=240大轮正火 HB2=190（HB=50）（4）齿轮设计及校核原则：设计齿轮为闭式软齿面，易发生点蚀、胶合和磨损等，所以按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。4.3 第一级齿轮传动设计计算第一级齿轮传动设计计算4.3.1 第一级齿轮传动参数设计第一级齿轮传动参数设计(1)选取齿数：闭式软齿面小齿轮在满足弯曲强度的条件下，应尽量多齿，以保证运行的平稳性及延长

27、刀具的寿命，齿数一般为 2040，第一级小齿轮选择齿数 Z1=20.大齿轮齿 Z2=204.80=96%50 ii(Z2可取 92100)所以，满足要求(2)选取螺旋角：Z1=20.Z2=96编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第14页 共56页第 14 页 共 56 页设计计算过程结果螺旋角过小，斜齿轮的优点不明显，过大则轴向力增大。一般件的螺旋角在 825之间，在此初选螺旋角15（3）齿宽系数由于小齿轮为硬齿轮,大齿轮为软齿轮,两支撑相对小齿轮做不对称布置,查机械设计P94表 6-7,取 0.71.15,由于硬度不同,取

28、值偏上,令d1。（4）按齿面接触强度设计由公式进行试算，即321112HHEdZZZZuuKTd确定公式内的各计算数值，初定小齿轮分度圆直径.确定载荷系数Ka.使用系数AK由于动力机为电动机，工作机为中等振动，由机械设计P82，表 6-4 查得25.1AK。b.动载系数 KV估计圆周速度smv/5，sm/1Z100v1，由机械设计图6-11(b)查得动载系数08.1VK。c.齿间载荷分配系数KK可由重合度查表可得，对于圆柱齿轮，为和之和，1.6351cos)961201(2.388.1 cos)11(2.388.1 21ZZ71.151tan201tansin1Zmbdn34.371.163.

29、1编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第15页 共56页第 15 页 共 56 页设计计算过程结果由机械设计P84图 6-13查得43.1Kd.齿向载荷分布系数K由机械设计P85图 6-17，在非对称布置（轴刚性大），软齿面，尺宽系数0.1d的前提下，查得08.1K故，2.0708.142.108.125.1K.求ZZZZHEa.确定弹性系数EZ由于大齿轮和小齿轮均采用 45 号钢。由机械设计P87表 6-5查得材料的弹性系数189.8EZMPab.确定节点区域系数HZ15，021xx，由机械设计P87图 6-19 选取节点

30、区域系数41.2HZ。c.确定重合度系数Z)1(34Z当1时，1，则78.0.63111Zd.螺旋角系数Z89.051coscosZZZZZHE=MP65.34998.078.041.28.189iii.许用接触疲劳强度HHNHlimHSKK=2.07ZZZZHE=349.65编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第16页 共56页第 16 页 共 56 页设计计算过程结果a齿轮的接触疲劳强度极限：由机械设计图 6-27 查得小齿轮，=240（调质），；大齿轮，=190（正火），。b应力循环次数为891129h11102.26

31、4.801080.1iNN1080.1)823004(19406060NjLn其中，分别为小齿轮，大齿轮转速，j 为小齿轮每转一圈同一齿面啮合的次数，为齿轮的工作寿命。由机械设计 图 6-25 查接触疲劳寿命系数1,121HNHNKK取失效概率为 1%，安全系数1HS，则得，HNHHHNHHKSKlimlim)(0540541)(5055501H2H1MPaMPaiv.各项参数已求得，初算小齿轮直径)(36.54)054349.65(4.8014.800.11016.152.0723231mmdv.计算圆周速度：smsmndv/5/1.8010006094036.5410006011修正载荷系

32、数按0.36m/s1002080.1Z100v1，由 机械设计 图 6-11(b)查得动载系数04.1VK(4)校正计算的分度圆直径1d)(36.062.0799.136.54d3311mmKKdVV至此可得，速度系数 Kv 修正后，小齿轮直径最小值是 36.06mmMPH1=550MPaH2=450MPa编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第17页 共56页第 17 页 共 56 页设计计算过程结果 确定各尺寸参数.选定法面模数nm)(1.7420cos1536.06cos11mmzdmn通过查阅机械设计表 6-1，取标准

33、值mmmn2.确定中心距a=120.09)(mm由于中心距都是 0,5 结尾，初定)(201mma.按圆整后的中心距修整螺旋角6504120121162arccos2)(arccos21aZZmn.计算分度圆直径)(198.621)65041cos(962cos)(41.379)65041cos(202cos2211mmZmdmmZmdnn.计算齿轮宽度)(41.37941.3790.11mmdbd圆整取mmb452，为了保证完全啮合，取mmb5014.3.2.第一级齿轮传动强度校核第一级齿轮传动强度校核F21112F!1112211222211SaFaSaFaFSaFanFSaFanFYYY

34、YYYYYmbdTKYYYYmbdTK（1）各项参数计算重合度系数Y1d36.06mmnm=2mma=120mm1d=41.379mm2d=198.621mm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第18页 共56页第 18 页 共 56 页设计计算过程结果710.063.175.025.075.025.0Y螺旋角系数Y768.0120605411-11201 Y(由于=1.711，按=1 计算)计算当量齿数，查取齿形系数和应力修正系数105.79)65041(cos96cos22.14)65041(cos20cos332233

35、11ZZZZVV由机械设计 图 6-21 查得齿形系数2.1570.221FaFaYY由机械设计 图 6-22 查得应力修正系数80.159.121sasaYY（2）许用齿根弯曲疲劳强度FFNFlimFSK弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限：由机械设计图 6-28 查得小齿轮，=240（调质），；大齿轮，=190（正火），。疲劳寿命系数由机械设计图 6-26 按8291102.26,101.08NN，分别查得弯曲疲劳寿命系数：0.10.121FNFNKK计算弯曲疲劳许用应力编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第19页 共

36、56页第 19 页 共 56 页设计计算过程结果取失效概率为 1%，安全系数1FS，得FNFFFNFFKSK1lim1lim故,)(3900.1390)(0240.10242F1MPaMPaF校核弯曲强度）(46.171.0876.095.170.2241.37954106.1511.99231MPaF1F1F22)(41.659.17.280.115.21.64FFMPa满足弯曲强度，故所选参数合适,第一级齿轮设计完毕4.4 第二级齿轮传动设计计算第二级齿轮传动设计计算4.4.1 第二级齿轮传动参数设计第二级齿轮传动参数设计（1）选取齿数：第二级闭式软齿面小齿轮选择依据同上，在满足弯曲强度的

37、条件下齿数一般为 2040，第二级小齿轮选择齿数=25大齿轮齿=253.42=85.5，取 86%5ii(可取 8289)所以，满足要求。(2)选取螺旋角：螺旋角过小，斜齿轮的优点不明显，过大则轴向力增大。一般件的螺旋角在 825之间，在此初选螺旋角15(3)齿宽系数由于小齿轮为硬齿轮,大齿轮为软齿轮,两支撑相对小齿轮做不对称布置,查机械设计P94表 6-7,取 0.71.15,由于硬度不同,取值偏上,令d1（4）按齿面接触强度设计由公式进行试算，即F1=420MPaF2=390MPa1F=46.1MPa1F2F=1，按=1 计算)计算当量齿数，查取齿形系数和应力修正系数12.89)74515

38、1(cos86cos28.52)745151(cos25cos33443333ZZZZVV由机械设计 图 6-21 查得齿形系数2.0060.243FaFaYY由机械设计 图 6-22 查得应力修正系数97.161.143sasaYY（2）许用齿根弯曲疲劳强度FFNFlimFSK弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限：由机械设计图 6-28 查得小齿轮，=240（调质），；大齿轮，=190（正火），。疲劳寿命系数由机械设计图 6-26 按7483106.60,102.26NN，分别查得弯曲疲劳寿命系数：03.10.143FNFNKK计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数1FS，得FN

39、FFFNFFKSK3lim3lim故,)(7.40103.1390)(0240.102443MPaMPaFF编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第25页 共56页第 25 页 共 56 页设计计算过程结果校核弯曲强度）(64.7859.0702.061.160.22.5308.56701073.641.99233MPaF3F3FF44)(55.361.160.279.10.27.46MPaF满足弯曲强度，故所选参数合适,第二级齿轮设计完毕4.5 轴的计算轴的计算轴径初估的原则可以按照许用切应力计算，因为按照许用切应力算只需要

40、知道转矩的大小，方法简单，但计算精度比较低。在设计轴时，应保证尺寸的合理性，从材料的选择到轴径的初估，都要有一定的裕度，保证其安全可靠性。在保证可靠性的同时，又要考虑经济性，虽然增大轴径是增强轴刚度非常有效的办法，但轴径太大会增加减速器整体的重量，消耗的功率会增加，成本也会大大增加，因此设计时应该在保证安全性的基础上，尽量使轴径最小，以节省成本，保证经济性。4.5.1 轴径初估轴径初估（1）高速轴轴径初估高速轴上的转速、功率、和转矩：第一级小齿轮切应力法初定最小轴径mind选取轴的材料为 45 钢（调质），根据机械设计公式3CnPd初步计算轴径。C 的值可由机械设计表 10-2 确定，轴受弯矩

41、时取 C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：）mm（4.48194059.181103.131d。一般保证传递的功能性以及安全性和可靠性，应保证输入轴最小轴径大于 mm。F3=420MPaF4=401.7MPa3F=64.7MPa3F4F=位置公差值形状公差值粗糙度数值。2）对于结构复杂，刚性较差或不易加工与测量的零件（如细长轴和孔，距离较大的孔等），可降低等级 1-2 级。7.2 减速器主要结构、配合要求减速器主要结构、配合要求7.2.1 减速器减速器主要结构主要结构减速器中高速轴和中间轴中心距，中间轴与低速轴中心距，减速器总长 596mm，总宽 384mm，总高 343mm

42、其中，下箱体高 173mm。高速轴长300mm，中间轴长 221mm，低速轴长 346mm，轴承处壁厚为 50mm。其余参数如下表：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25至外机壁距离查指导书表 4-4至凸缘边缘距离查指导书表 4-4外机壁至轴承座端面距离=+（5-10）大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离12编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第50页 共56页第 50 页 共 56 页设计计算过程结果机盖，机座肋厚9轴承端盖外径+（5-5.5）轴承旁联结

43、螺栓距离7.2.2 配合要求配合要求（1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔制过渡配合：如 H7/r6、H7/p6、H7/n6 均可。（2）滚动轴承内圈与轴颈采用基孔制，但内圈公差带是上偏差为 0，下偏差为负，所以，轴颈的公差带要比通常的紧，选择 k6，实际上是过盈配合。外圈与机座孔的配合采用基轴制，机座孔用 H7。（3）端盖与机座孔之间用 f 9。（4）联轴器的配合与齿轮相同。（5）滚动轴承的形位公差-圆柱度，查互换性书表 4-18 轴颈和外壳孔的形位公差。（6）平键键长按公差带 h14 取值，轴槽长 L 按 H14 取值。（7）其它的形位公差值均可按 7 级查表。减速器属于一般

44、传动装置，其中一些部分不必去继续加工，因为加工精度的提高会使成本大大增加，有时更是以指数的形式上升。所以，一般在满足精度要求的基础上，尽可能选择较低精度等级，以保证经济性。7.3 减速器主要技术要求减速器主要技术要求装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机体内不许有任何杂物存在。内壁涂上不被机油浸蚀的涂料两次；箱座内装 HJ-50 润滑油至规定高度，润滑油填入量不得超过空隙体积的 2/3；检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油。剖分面允许涂以密封油漆或水玻璃，不允许使用任何填料；轴承端盖与轴承外端要留有 0.25-0.40mm 的轴向间隙；用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于

45、 40%，按齿长接触斑点不小于 50%。必要时可用研磨或刮后研磨，以便改善接触情况；减速器装配好后应做空载试验，正反转各一小时，要求运转平稳，震动噪声小，联接固定处不得松动。负载试验时油的温升不得超过 35C，轴承温升不得超过 40C;表面涂灰色油漆，外伸轴及其零件需涂油包装严密，运输和装卸时编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第51页 共56页第 51 页 共 56 页设计计算过程结果不得倒置。八八、项目经济性与安全性分析项目经济性与安全性分析8.1 减速器总重量估算及加工成本初算减速器总重量估算及加工成本初算通过三维 1

46、:1 建模，画出二级展开式减速器的三维图，然后经过选取材料，的到此减速器的数据如图所示：体积约为 0.0157，密度按 7800 计算，。由于是中批，价钱按 35000/t 计算，总价钱 S=122.46 1000 35000=4286.1 元），最终加工成本初估为 4300元。8.2 安全性分析安全性分析（1）驱动力裕度：安全裕度可以提供的最大值减去所需值后占所需值的百分比，驱动力裕度要从电机选取值进行分析。所选电机额定功率2.2kW，而减速器所需功率仅为 1.61kW，安全裕度=36.6%，裕度足够。（2）安全系数在进行传动件设计时，齿轮按齿面接触疲劳强度设计，其疲劳强度安全系数?=1，按

47、齿根弯曲疲劳强度校核，其安全系数?1。其安全系数是按齿轮材料疲劳极限实验所取定的实效概率计算的，所以取 1 安全性可以保证。轴按最小切应力法进行设计，按安全系数法进行校核，经计算安全系数 S?th?，且许用安全系数?=1.31.5，所以，重要的轴留有很大的裕度，安全性完全可以保证。8.3 经济性与安全性综合分析经济性与安全性综合分析拿提高齿轮的安全系数为例，齿轮设计公式是按齿面弯曲疲劳强度计算，将其安全系数?增大到原来的 2 倍，计算的过程如下：由公式HHNHlimHSK可知H为原来的一半，m=122.46kgS=4300元编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟

48、书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第52页 共56页第 52 页 共 56 页设计计算过程结果由3212HHEdZZZZuuKTd可知 d 会增大为原来?1h59根据第一级小齿轮，则)(1.7420cos1536.06cos11mmzdmnmmmn2.771.591.74，取nm=3，为原来的 1.5 倍，中心距也为原来的 1.5 倍，齿宽根据公式ddb也会变为原来的 1.5 倍，则齿轮的体积 V?大约变为原来的 3.375 倍，重量大约也为原来的 3.375 倍，即增加 2.275 倍，计算大约为重量增加 74kg。随之箱座和箱体的长、宽、高的尺寸都会变大都会变大，箱体的重量经计算大约为

49、70kg，保守估计重量增加一倍。粗略估计总重量增加 74+70=144kg，重量变为 144+122.46=266.46kg，总重量变为原来的 2.18 倍。总成本?=43002.18=9374 元齿轮的安全系数提高一倍，保守估计总重量及成本会变为原来的 2 倍多，经济上花费较大，所以应综合考虑安全性和经济性的问题，在满足安全性的前提下，尽量降低成本。九、设计小结九、设计小结本次机械设计的课程设计历时一个月，通过这一个月以来的设计，我们主要经历了画 A0 大图，画电子二维图抄正，画重要的零件图，设计课程设计说明书等几个重要过程。期间有老师的查图，纠正以及不断的指导，这是我们大学以来第一次做二级

50、项目，收获颇多。这次课程设计特别考验我们的综合能力。第一，考验了我们的理论知识的扎实度。本次课程设计涉及到以前学到的各种知识：工程制图，金属工艺，理论力学，材料力学，机械设计，互换性等，只有我们把这些基础知识夯实，在整体过程中才不会很吃力；第二，考察了我们的动手实践能力。我觉得课程设计都是源于知识，高于知识的，它需要你在理论知识的基础上进行深层次的应用，它更需要实际动手去操作，操作过程中考虑的东西也是课本上没接触过，没有体会过的；第三，考察了了我们的创新思维能力。这样的一个过程需要一个整体的设计，更需要有宏观的思想，创新的思维模式。对传动件的设计，对整个箱体之间的布置，各个零部件之间的相互配合