机械设计课程设计带传动——单级圆柱斜齿减速器.doc

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1、目 录第一部分 总体设计1. 方案选择及评价 22. 电机的选择 3第二部分 V带及带轮的结构设计 6第三部分 斜齿齿轮设计 8附：齿轮受力分析 9第四部分 轴的设计 1. 高速级轴的设计 112. 低速级轴的设计 17第五部分 轴承、润滑密封、连接件和联轴器的选择及校核1. 轴承的确定及校核 242. 键的校核 283. 联轴器的校核 304. 润滑密封的选择 30第六部分 减速器的附件的设计及说明 31第七部分 主要尺寸及数据 32参考文献 34传动装置的总体设计一、 传动方案（已给定）1. 题目：设计用于带式运输机的“带传动单级圆柱斜齿减速器”，图示如下:1.设备要求:固定2.工作环境：

2、室外多尘3.工作条件：轻型、连续4.安装形式：卧式5.生产工厂：校机械厂6.生产批量：小批量7.工作年限：二班制，工作八年，年工作日250天。2. 设计数据：运输带工作拉力F(N)转速（r/min）卷筒直径D(mm)1370140280二、 分析传动方案该工作机在工作时有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，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，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。这种减速器的传动比一般小于6，传递功率可达数万千瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。设 计 内 容.电机的选择选择电动机

3、类型：按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼式异步电动机，其结构为全封闭扇冷式结构，电压380V。1) 选择电动机的容量工作机的有效功率为确定工作机各个部位的效率分别表示V带、轴承、齿轮、弹性连轴器和卷筒处的传动效率。由表9.1（机械设计课程设计书由）可知：，则所以电动机的功率为2) 确定电动机的转速：按机械设计课程设计表9.2推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比在24的范围，一级圆柱齿轮的传动比在35的范围，而工作机的转速为：所以电动机的可选范围为在综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为的电动机。根据机械设计课程设计表22-1选择Y112

4、M-4型三相异步电动机。其相关数据为：电动机型号额定功率（）满载转速Y112M-44.014402.22.2、计算传动装置的总传动比并分配传动比(1) 总传动比：(2) 分配传动比：考虑减速器结构，故3、 计算传动装置各轴的运动和动力参数(1) 各轴的转速： 轴 轴 轴 卷筒轴(2) 各轴的输入功率：轴轴 卷筒轴 (3) 各轴的输入转矩电机轴的输入转矩为轴：轴：轴：卷筒轴：将上述计算值都汇总于下表,以备查用。表1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率转矩转速传动比效率输入输出输入输出电机轴3.3922.4814402.780.96轴3.253.1959.9258.725183.70.95轴3

5、.093.03210.78206.5614010.97卷筒轴3.002.94204.64200.55140第二部分 V带及带轮结构设计由第一部分总体设计可以得到如下要求：电动机的功率4Kw，转速，传动比，每天工作12小时，使用期限8年（每年按250小时计算），允许的误差为5%。因此，可以按照上述条件进行V带设计。1. 确定计算功率由于带式运输机的载荷变动小，查机械设计表8-7，得带的工作情况系数，故2. 选择V带的带型根据和查机械设计课程设计图12-13，可选择A型带3. 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：由机械设计课程设计表12.7，取小带轮的基准直径2) 验算带速因为

6、，故带速合适。3) 计算大带轮的基准直径根据机械设计课程设计表12.7，圆整为误差:,所以允许。4. 确定V带中心距和基准长度1) 根据可得，故初定中心距2) 计算基准长度：由机械设计课程设计表12.3选带的基准长度3) 计算实际中心距：由两个公式得到中心距的变动范围为。5. 验算小带轮上的包角显然，合适。6. 计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率由 和 ，查机械设计课程设计表12.4得。根据 , 和A型带，查机械设计课程设计表12.4得。查机械设计课程设计表12.8得到，于是2) 计算V带的根数z因此，取4根V带。7. 计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计表8-3得A型带的单位长度质

7、量，所以应使带的实际初拉力8. 计算压轴力压轴力的最小值为9. 带轮的结构设计：由于,故选用轮辐式第三部分斜齿齿轮设计由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为，小齿轮的转速，传动比为3.7，工作时间8年（按每年250天计算），两班制工作，载荷平稳，连续单向运转。由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算。1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按照设计要求，选择右旋斜齿传动；2) 运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用8级精度；3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG35SiMn钢（调质）硬度为250HBS，

8、二者材料硬度差为30HBS；2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即：a(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩3) 由表10-7选齿宽系数24) 由图10-2d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。5) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由式得，(2) 计算1) 齿宽系数=0.4小齿轮上的转矩：T=9550000*4/587.76=65000N.mma=108.64取a=110mm，选小齿轮齿数，大齿轮齿数85.05，取；初选螺旋角：2) 按表4.1，取2mm3) 计算46.85mm4) 计算

9、齿宽b取55mm，0mm 5)验算轮齿弯曲疲劳强度由图10-8查得齿形系数.82，24所以安全。附：齿轮受力分析小齿轮：大齿轮：由于齿轮在啮合时有效率损失，因此两齿轮上的力不能简单的相等。因而，每个齿轮的值都应分开计算。附：齿轮参数及其受力分析，以备查表齿轮参数 表2中心矩110mm名 称值模 数法向压力角螺旋角端面压力角分度圆齿顶圆齿根圆周向力径向力轴向力第四部分 轴的设计计算一、 高速级齿轮设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2. 初定轴的最小直径按扭转强度条件，可得轴的直径计算式由机械设计表15-3查得，由第一部分

10、的表1可查得；所以由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大，故综合考虑，取3. 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配方案，如下图(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。1) 由于在L1这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故。此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由机械设计图8-14(d)查得：取，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取。2) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7207AC型轴承。查机械设计

11、课程设计表12.2得，要求的定位轴肩是。故，要求在这此处的定位套筒的直径是。因此取。3) 由轴承端盖的厚度一般为左右，因此，整个轴承盖的长度是，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度34mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定。4) 如果再按照这种方法选择下去，那么，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。则由表2可以得到5) L5处的宽度大于1.4h，取；至此，已初步了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查课设表11.28采用，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的

12、配合为。滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照课设表9.8确定轴两端的倒角均为145，各处圆角半径都为。4. 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图Fa1Fr1F带轮Ft1FV1FV2(2) 受力计算1) 由前面的计算可得由前面带轮的压轴力计算可知 2) 计算支反力在垂直面内进行计算；在水平面内进行计算3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 扭矩图：单位 5. 由弯扭图上看，截面B是危险面。现将计算出的截面B处的的值列于下表3表3载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩

13、和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得。因此，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自机械设计）(1) 判断危险面虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此这个截面不是危险面。只有在截面C处有较大的应力集中，因此必须对其进行精确校核。(2) 截面C右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面C右侧的弯矩M为截面C上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 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 及按附表3-2查取。因，用插值法可得又由轴的材料的敏感系

14、数为故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按15-6到15-8式得：故知其安全。(3) 截面C左侧，由于该轴是齿轮轴，没有因过盈配合而造成的应力集中，因此不用校核。(4) 由上面的计算，说明该轴的强度是足够的。二、低速轴的设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。2. 初定轴的最小直径(1) 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式由机械设计表15-3查得，由第一部分的表1

15、可查得；所以(2) 联轴器的选择根据轴所传递的扭矩，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴。查课设表13.2选用LT7联轴器 3284 GB/T 4323综合考虑，取3. 轴的结构设计(1) 拟定结构方案如下图：(2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 从右端开始。为了满足半联轴器的轴向定位要求，L1轴段左端需制出一轴肩，故取。由于前面已经对联轴器进行了选择，故。半联轴器与轴配合的毂孔长度为，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则L6就比82略短一点，现取。2)

16、 初步选择滚动轴承。根据，初步选择0基本游隙组，选用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择AC系列的轴承，查课设表12.2，选用7208AC，其尺寸为，其定位轴肩为8mm，故定位套筒的直径为。因此，3) 取安装齿轮处的轴段的直径，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取，轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为，故取。4) 取齿轮与箱体之间的距离为（由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到箱体的距离为8mm。5) L1=44mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。(3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位

17、均采用键连接。半联轴器与轴的连接，按直径由课设表11.28查得半圆头键选为，配合为。齿轮与轴的连接，按查表11.28得，选用双圆头键为，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考课设表9.8，取轴端倒角为，C、D、E处的圆角半径。 4. 轴的受力分析（1） 画出轴的受力简图6461（2） 进行受力计算1) 由前面的计算得2) 支反力计算垂直面内：水平面内：3) 画出弯矩、扭矩图弯矩图：(单位：)扭矩图：(单位：)2730005. 由弯扭图上看，截面C-D是危险面。现将计算出的截面C-D处的的值列于下表4载荷水平面垂直面支反力

18、F弯矩M总弯矩扭矩6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得。因此，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自机械设计）(1) 判断危险面在C-D这个截面上虽然受到的弯矩较大，但由于这个截面的直径很大，其抗弯能力是很强的。A、B截面只受扭矩作用，虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕的情况下确定的。D、E截面的轴径都很大，也不必校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核C截面的左右两侧。(2) 截面C

19、左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面C左侧的弯矩M为（作处弯矩的近似计算）截面C上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 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 及按附表3-2查取。因，用插值法可得又由轴的材料的敏感系数为故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按15-6到15-8式得：故知其安全。(3) 截面C右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面C左侧的弯矩M为截面C上的扭矩 截面上的弯曲应力

20、 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由机械设计附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为于是，计算安全系数值，按15-6到15-8式得：因此，在截面C右侧的强度也是足够的。至此，高速级、低速级两根轴的设计已经完成了。第五部分 轴承、润滑密封和联轴器等的选择及校验计算一、 轴承的确定及校核1. 对初选高速级轴承7307C校核(1) 受力分析FaeFr1F带轮Ft1由表3的数据可以计算：(2) 计算两轴承的轴向力查课设表12.2，得到轴承7307C的对于70000C型轴承，它的派生轴向力，而轴向力未知，故先取，因此可估算由

21、于 所以 由课设表12.2进行插值计算，得。再计算各力两次计算的的值相差不大，因此确定(3) 计算轴承的当量载荷由课设表12.2查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：对轴承2：由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取(4) 计算轴承寿命由于，所以按轴承1的受力大小验算所选轴承满足寿命要求。故此轴承不用重选。2. 对初选低速级轴承7210AC进行校核6461由表3的数据可以计算：(5) 计算两轴承的轴向力查课设表12.2，得到轴承7210AC的对于70000AC型轴承，它的派生轴向力。由于 所以 由课设表12.2进行插值计算，得。(6) 计算轴承的当量载荷由课设表12.2查得，径向系数和轴向系

22、数为对轴承1：对轴承2：由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取(7) 计算轴承寿命由于，所以按轴承1的受力大小验算由于轴承寿命太大，应重新选择。对同一尺寸要求可选7210C。(8) 对轴承7210C进行校核查课设表12.2，得到轴承7210C的对于70000C型轴承，它的派生轴向力，而轴向力未知，故先取，因此可估算由于 所以 由课设表12.2进行插值计算，得。再计算各力因此确定（插值计算）(9) 计算轴承的当量载荷由课设表12.2查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：对轴承2：由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取(10) 计算轴承寿命由于，所以按轴承1的受力大小验算所选轴承满足寿命

23、要求。这相对7210AC来说更加合适。由于7210C和7210AC结构尺寸都是一样，故原来设计好的轴不必再重新设计。至此，轴承的选择及校核已全部完成。二、 键的校核1. 高速轴上的键(1) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（C型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为(2) 校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由机械设计表6-2查得挤压应力。键工作长度，键与带轮键槽的接触高度,计算挤压强度由于有故，该键满足要求。2. 键的标记为：键C 850 GB/T 10962003高速

24、轴上的键(3) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不在轴端，故选用普通平键（A型）。由低速轴的设计里已确定的键尺寸为齿轮处：联轴器处：(4) 校核键连接的强度键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查得挤压应力，取其平均值。1) 齿轮处键工作长度，键与齿轮键槽的接触高度,计算挤压强度故，该键满足要求。键的标记为：键 1445 GB/T 109620032) 联轴器处键工作长度，键与齿轮键槽的接触高度,计算挤压强度故asdf，该键满足要求。键的asdf标记为：键 1070 GB/T 10962003三、 联轴器的校核1. 参数为了

25、隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。由前面的设计已经选择了LT5弹性套柱销联轴器，由课设表19-5查得，其公称转矩。2. 载荷计算由表1可以得到由机械设计表14-1查得，故得计算转矩为该联轴器合格。标记为：LT7联轴器 3282 GB/T 4323-2002四、润滑密封1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度所以才用浸油润滑的润滑方式。 大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2滚动轴承的润滑对于高速级轴承 对于低速级轴承 它们的值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 为宜。3. 密封形式由于在轴承端处的轴表面速度两者的速度都小于，所以选择“粗羊毛毡圈油封”第六部

26、分 减速器的附件及其说明1. 窥视孔和窥视孔盖为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设置窥视孔。窥视孔应设置在减速器机体的上部，可以看到所有什么支件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查轮齿的失效情况和润滑状况。2. 放油孔及放油螺塞更换油时，应把污油全部排出，并进行机体内清洗。因此，应在机体底部油池最低位置开设放油孔。平时，放油孔用油螺塞和防漏垫圈壎。为了便于加工，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺塞头部的面，并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成，放油螺塞带有细牙螺纹。3. 油面指示器油面指示器用来显示油面的高度，以保证油池有

27、正常的油量。油面指示器一般设置在机体便于观察，油面较稳定的部位。在保证顺利拆装和加工的前提下，不与机体凸缘相干涉，油标尺的位置尽量高一些。与油面的夹角为45。4. 通气器减速器运转时，由于摩擦生热时使机体内温度升高，若机体密闭，则机体内气压会增大，导致润滑油缝隙及密封外向处渗漏。故在盖顶部或窥视孔盖上安装通气器。5. 吊环为了拆装和搬运，应在机盖上设置吊环，根据课设表11.14选择标准件。6. 定位销为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓连接后在镗孔之前，在连接凸缘上应装配两个定位销。两定位销成非对称布置，以加强定位效果。7. 启盖螺钉为了提高密封性能，机盖与机座连接凸缘的结合面

28、上，常涂有水玻璃和密封胶，因此，连接结合较紧不易分开。故，在凸缘上安装个启盖螺钉。至此，减速器的设计就到此结束，部分计算只在图纸中注明其结果，在说明书中并未详细说明。第七部分 主要尺寸及数据减速器机体结构尺寸名 称符 号值（mm）机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12地脚螺栓直径16.5地脚螺栓数量4轴承旁连接螺栓直径12.3机盖与机座连接螺栓的间距110轴承端盖螺栓直径10窥视孔盖螺栓直径8定位销直径6螺栓至外机壁距离18螺栓至凸缘边距离16轴承旁凸台半径16凸台高度30外机壁与轴承座端面的距离30大齿轮齿顶圆与内机壁的距离10齿轮端面与内机壁的距离12机盖筋板厚度6.8机座筋板厚度6.8轴承端盖外径102118轴承旁连接螺栓距离120电机的选择电动机型号额定功率（）满载转速Y132M1-64.014402.22.2齿轮结构名 称值模 数法向压力角螺旋角端面压力角变位系数齿数分度圆齿顶圆齿根圆齿宽参考文献1 朱家诚. 机械设计课程设计.合肥：合肥工业大学出版社，20082 朱家诚. 机械设计. 合肥：合肥工业大学出版社,20063 王巍. 机械制图. 1版. 北京：高等教育出版社,2003.64 章毓文. 工程制图. 3版. 合肥：合肥工业大学出版社,2001