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1、机械设计课程设计说明书 设计题目 二级展开式圆柱斜齿轮减速器 目录一、课程设计任务 . 3二、传动方案. 4三、V带传动设计. 6四、齿轮传动设计.11五、传动轴的设计及校核. 24六、键的选取及校核. 31七、轴承的选取及校核. 32八、联轴器的选取.36九、减速器的润滑和密封.38十、箱体及其附件主要尺寸. 40十一、课程设计收获与感悟. 42十二、参考文献. 43 设计任务书一、课程设计题目设计带式运输机传动装置（简图如下）1.原始数据：鼓轮轴所需扭矩T（Nm）660传送带速度v(m/s)0.75鼓轮直径D（mm）3002.工作条件：1）工作年限9年；2）连续单向回转，工作时有轻微振动，
2、运输带允许速度误差5；3）室内工作，环境中有粉尘；4）生产厂加工8级精度的齿轮；5)动力源为三相交流电；6）小批量生产。二、课程设计任务1传动装置设计计算（总体设计及传动件及支承的设计计算）；2减速器装配草图设计（1张A0图纸手绘）；3减速器装配图设计（1张A0图纸打印）；4减速器零件图设计（2张A3图纸手绘，包括低速级大齿轮和低速轴）；三已给方案1外传动机构为V带传动。2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。高速级用斜齿圆柱齿轮，低速级为直齿圆柱齿轮。两级齿轮的材料均为45号钢( 需要调质和正火 )。第一部分 传动装置总体设计一、传动方案（已给定）1外传动为V带传动。2减速器为展开式两级圆柱齿轮
3、减速器。采用斜齿圆柱齿轮。方案简图如下：二、该方案的特点分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点。并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分采用的是二级展开式圆柱齿轮减速器。二级闭式齿轮传动，能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。该种减速器结构简单，但齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离扭矩输入端的一边，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系
4、列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还具有结构简单、尺寸紧凑、成本低，传动效率高的特点 。计算及说明结果三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机，电压380V）1选择电机容量已知运输带工作转矩T=660Nm，运输机带速V=0.75m/s 工作电机所需功率为Pw=Tn/9550 =3.3kW传动装置总效率=0.86查表可知:V带传动效率,闭式齿轮传动效率,滚动轴承传动效率(一对) ,联轴器效率=0.99，传动滚筒=0.96，代入得0.86所需电动机功率为3.84kW 因载荷较为平稳,电动机额定功率略大于3.33kW 即可,查表,选用电动机额
5、定功率为4kW2选择电动机转速 滚筒转速r/min 通常,V带传动的传动比范围为;二级圆柱齿轮减速器为； 则总传动比范围是,故电动机转速的可选范围为 =300.81504r/min符合这一范围的同步转速有1440r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸,重量,价格和总的传动比,最终选择电动机型号为Y112M-4，技术数据:满载转速1440 r/min, 额定转矩/最大转矩2.2kNm,重要外形尺寸:中心距地高H=112mm,电机轴直径D=28mm。Pw=3.3kW=0.863.84kWnw=37.6r/min电动机型号Y112M-4计算及说明结果电动机型号额定功率满载转速轴直径D轴长度L中心
6、高HY112M-44Kw1440r/min28mm400mm112mm四、各级传动比的分配总的传动比为: 1440/47.7=30.18查表2-1取V带传动的传动比为取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为则低速级的传动比为五、计算传动装置的动力和运动参数1各轴转速1440 r/min2各轴输入功率（kW）3各轴输入转矩（Nm）4各轴运动和动力参数汇总编号功率P/kW转速n/(r/min)转矩/(N.m)传动比效率电动机轴4144026.532.30.963.84626.0958.574.330.953.65144.59241.083.030.963.5148.04702.44总传动比计算及说明结
7、果第二部分 V带传动设计V带传动设计 已知外传动带选为普通V带传动1.确定计算功率：由机械设计( P156)表8-7查得工作情况系数 2、选择V带型号根据、查图8-11机械设计选A型V带。（=80100mm）3.确定带轮的基准直径（、）并验算带速V 1)初选小带轮的基准直径:由表8-6和表8-8(P157),取小带轮的基准直径=90mm,且,即电机中心高符合要求 2)验算带速v: 按式在(5-25)m/s范围内,故带速合适. 3)计算大带轮的基准直径. 根据表8-8,取标准数4.确定中心距和带长Ld1)初选中心距 初定2)求带的计算基准长度由表8-2取带的基准长度Ld=1430mm3)计算中心
8、距:a 500+ =485mm选择带型为A型Ld=1461485mm从而确定中心距调整范围485+0.031430=528mm485-0.151430=464mm5.验算小带轮包角 6.确定V带根数Z 1)计算单根V带的额定功率 由=90mm,n1=1440r/min ,查表8-4a得=1.064kW 由 n0=1440r/min,传动比为2.3,A型带,查表8-4b得P0=0.17kW 查表8-5得=0.96,表8-2得=0.96 于是1.14kW2)计算V带根数Z 取Z=4根 7计算单根V带初拉力最小值 其中q由表8-3查得 8计算对轴的压力最小值 1047N9确定带轮的重要结构尺寸 小带
9、轮基准直径dd1=90mm，采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=200mm，采用孔板式结构.带数：4根1047Ndd1=90mmdd2=200mm第三部分 齿轮的结构设计一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 高速轴实际转速 1.齿轮的材料，精度和齿数及螺旋角的选择因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。材料按题目要求，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，硬度200HBS，小齿轮调质，硬度240HBS，均为软齿面。软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初取=24 则初选螺旋角2.按齿面接触强度设计，即
10、（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选=1.62） 由【1】P203 图8-20区域系数=24（1）试算小齿轮分度圆直径1）确定公式内的各计算参数数值2) 试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备2) 计算实际载荷系数3）按实际载荷系数求计算分度圆直径3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式内的各计算参数数值2) 试算齿轮模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备2) 计算实际载荷系数3）按实际载荷系数求计算模数(4)对比结果4.几何尺寸计算(1)计算中心距(2)修正螺旋角(3)计算齿轮分度圆直径(4)计算齿轮宽度5.校核(1) 齿面接触强度
11、校核(2) 齿根弯曲疲劳强度校核由【1】P219 式10-24初选载荷系数小齿轮传递的转矩由【1】P202 表10-5材料的弹性影响系数 由【1】P203 图8-20区域系数由【1】P206 表10-5由【1】P219 式10-21由【1】P219 式10-23由【1】P209 式10-15由【1】P208 图8-23由【1】P208 图8-23取安全系数为由【1】P207 式10-14由于故由【1】P219 式10-24圆周速度齿宽由【1】P192 表10-2由【1】P194 图10-8由【1】P195 表10-3由【1】P196 表10-4由【1】P204 式10-12由【1】P219 式
12、10-20初选载荷系数由【1】P219 式10-20求4由【1】P219 式10-18求由【1】P200 图10-7由【1】P201 图10-18由【1】P209 图10-24由【1】P208 图10-22由【1】P207 式10-14因故圆周速度齿宽齿高高宽比由取8级精度由【1】P194 图10-8由【1】P195 表10-3由【1】P197图10-13合格设计内容计算及说明结果1.设计计算（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数（三）低速级齿轮传动设计1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小
13、齿轮材料：45号钢调质 HBS1=200大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=240 4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = 31*3.03=93.93取945初选螺旋角2.按齿面接触强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径1）确定公式内的各计算参数数值2) 试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备2) 计算实际载荷系数3）按实际载荷系数求计算分度圆直径3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式内的各计算参数数值2) 试算齿轮模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备2) 计算实际载荷系数3）按实际载荷系数求计算模数(4)对比结果4.几何尺寸计算(1)计算中
14、心距(2)修正螺旋角(3)计算齿轮分度圆直径(4)计算齿轮宽度5.校核(1) 齿面接触强度校核(2) 齿根弯曲疲劳强度校核由【1】P219 式10-24初选载荷系数小齿轮传递的转矩由【1】P202 表10-5材料的弹性影响系数 由【1】P203 图8-20区域系数由【1】P206 表10-5由【1】P219 式10-21由【1】P219 式10-23由【1】P209 式10-15由【1】P208 图8-23由【1】P208 图8-23取安全系数为由【1】P207 式10-14由于故由【1】P219 式10-24圆周速度齿宽由【1】P192 表10-2由【1】P194 图10-8由【1】P195
15、 表10-3由【1】P196 表10-4由【1】P204 式10-12由【1】P219 式10-20初选载荷系数由【1】P219 式10-20求由【1】P219 式10-18求由【1】P200 图10-7由【1】P201 图10-18由【1】P209 图10-24由【1】P208 图10-22由【1】P207 式10-14因故圆周速度齿宽齿高高宽比由【1】P192表10-2取8级精度由【1】P194 图10-8由【1】P195 表10-3由【1】P197图10-13合格齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z1295963548Z21252552592
16、50传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)4.33158271低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z3379510088.758Z4112287292280.75传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.031912.595设计内容计算及说明结果五、传动轴的设计及校核1. 轴的结构与设计低速轴的结构设计尺寸a. 确定各轴段直径 d1=50 mmd2=55 mmd3=60 mmd4=65 mmd5=70 mmd6=65 mmd7=60 mmb. 确定各轴段长度L1= 112 mmL2= 48 mmL3= 20 mmL4= 104 mm
17、L5= 15 mmL6= 96 mmL7= 54 mm中速轴结构设计尺寸 a. 确定各轴段直径 d1=50 mmd2=60 mmd3=95 mm（分度圆） d4=60 mmd5=55 mmd6=50mmb. 确定各轴段长度L1= 50 mmL2= 15 mmL3= 106 mmL4= 15 mmL5= 68 mmL6=50mm设计内容计算及说明结果(4)高速轴尺寸a.确定各轴段直径d1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=45mmd5=59mm（分度圆）d6=45mmd7=40mmb.确定各轴段长度L1=52mmL2=54mmL3=16mmL4=136mmL5=76mmL6=12mmL7
18、=32mm设计内容计算及说明结果低速轴强度校核 计算轴上的载荷分析图（5）a. 作用在齿轮上的力 垂直面 水平面Ft=4891.98NFr=1825.95NFa=1111.66N设计内容计算及说明结果 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1815.89NFNH2=3641.84NFNV1=1438.81NFNV2=3452.47N弯矩MM H1 =0.87105NmmM H2 =0.73105NmmMV =0.69105 Nmm总弯矩M 1=1.11105 NmmM 2=1.
19、004105Nmm扭矩TT=Nmm设计内容计算及说明结果c. 按弯扭合成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C）的强度。由【2】P362 表（15-1），得：由【2】P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：六、键的选取及强度校核2.1低速轴齿轮的键联接（1）选择类型及尺寸根据d =65mm，L=96mm，由2P140表（14-1），选用A型，bh=1811，L=90mm（2）键的强度校核a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 72 mmk = 0.5h = 5.5mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由1P106表（
20、6-2），取p=110MPaT =N.mmp = p键安全合格该轴强度合格该键强度合格设计内容计算及说明结果2.2低速轴联轴器的键联接(1)选择类型及尺寸根据d =50mm，L=112mm，由2P140表（14-1），选用A型，bh=149 L=100mm(2)键的强度校核a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb= 84mmk = 0.5h =4.5 mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由1P106表（6-2），取p=110MPaT = N.mmp = p键安全合格该键强度合格设计内容计算及说明结果七、轴承设计及校核（一）减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的
21、支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBdaminDamaxrasamax高速轴620840801847731中间轴621050902057831低速轴62126011022691011.5（二）低速轴轴承寿命计算1.预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为9年,年工作日为300天,两班制。预期寿命=283009=43200 h2.寿命验算载荷分析图（俯视）（左旋）a) （径向力的求解参考第四部分对轴的校核,
22、可以得到如下的已知条件:轴承在垂直面内的支撑力 轴承在水平面内的支撑力 所以,两轴承的径向载荷分别为:轴向力的求解，因为Fa=1111.66N，所以e=0.46， ，所以 当量动载荷的求解经查机械设计表13-5可得由式子 ,其中 因为受轻微振动,取为1.2; b) 验算B轴承寿命 由 =43200h 所以满足使用年限的要求。八、联轴器的选取选择 HL4, 轴孔直径 50 ，轴孔长度112低速轴承寿命为44002h满足寿命要求设计内容计算及说明结果九、减速器的润滑与密封（一） 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于2m/s，所以采用脂润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大
23、，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。（二）轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所以选用毡圈密封。（三）减速器的密封减速器外伸轴采用 2P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。设计内
24、容计算及说明结果十、减速器箱体及其附件（一）箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。（二）箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚=10箱盖壁厚1=10箱体凸缘厚度b=15b1=15b2=25加强肋厚m=8m1=
25、8地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=8中间轴选用M8n=8低速轴选用M12n=12设计内容计算及说明结果轴承盖（轴承座端面）外径高速轴120中间轴140低速轴160观察孔盖螺钉直径M8df、d2、d3至箱外壁距离dfC1=28d122d218df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfC2=24d120d216轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R= C1外壁至轴承端面的距离l1=+C2+C1+(510)=60（三）主要附件作用及形式1.通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所
26、受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由选用通气器尺寸M271.52.窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由 取A=120mm3.油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由 选用油标尺尺寸M20设计内容计算及说明结果4. 为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由 选用油塞尺寸 M201.55.保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由 GB117-86 A8
27、406.启盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M101.57.起吊装置减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩。设计内容计算及说明结果十一、课程设计收获与感悟这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜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。虽然这次的课程设计很苦很累
28、,但是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,结合生产实际反系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却有重要的作用。在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。这次的课程设计得到了指导陆老师的细心帮助和支持，在这衷心的感谢陆老师的指导和帮助。设计内容计算及说明结果十二、参考文献附：引用资料【1】机械设计课程设计
29、 华中理工大学 王 昆，重庆大学 何小柏，同济大学 汪信远. 主编高等教育出版社.【2】机械设计（第九版）濮良贵、纪名刚主编 高等教育出版社 2006年5月第9版毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说
30、明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日注 意 事 项1