机械设计课程设计二级减速器变速器设计.doc

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1、院系班级：xxxxx设计作者： xxxxx设计日期：2009年12月Xxx大学机械工程学院目 录设计任务书3电动机的选择3传动比的选择4传动参数的设计4齿轮传动的设计4轴的设计13轴的校核16键的校核20轴承寿命校核20润滑及其他附件24设计内容计算及说明计算结果1、设计任务（1）、原始数据（2）、工作条件（3）、设计要求（4）、机构简图2、电机的选择3、传动比选择4、传动参数的设计5、齿轮传动设计高速级齿轮（1）、选定齿轮材料和热处理方法：(2) 、齿数选择（3）、精度选择（4）、按齿面接触强度设计（5）.按齿根弯曲强度设计低速级齿轮6、轴的设计高速轴的设计中间轴设计低速轴的设计7、轴的校核

2、高速轴强度校核中速轴强度校核低速轴强度校核8、键强度校合9、轴承寿命校核高速轴上轴承校核中速轴上轴承校核高速轴上轴承校核10、润滑及其他配件选择：一、设计题目（1）、运送带工作拉力F=7KN（2）、运输带工作速度V=1.1m/s(允许速度误差5%)（3）、滚筒直径D=400mm（4）、滚筒效率=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）（5）、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳。（6）、使用折旧期8年（7）、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35度以上（8）、动力来源，电机，三相交流电压380/220v（9）、4年一次大修,2年一次中修，半年一次小修（10）、一般机械厂制造，小批量生产。

3、采用2级齿轮传动，第2级齿轮采用齿轮。编写设计计算说明书，绘出传动装置装配图（A0图），直齿轮及轴的零件图（A3图）。二、传动装置的总体设计（1）、工作机构所需功率Pw=F*v=71.1=7.7kw(2)、各级效率齿轮啮合（闭式）效率=0.97,轴承效率2=0.98连轴器效率=0.99,滚筒效率=0.96总效率=0.842（3）、所需电动机功率： Pd=Pw/=9.14 kw(4)、选择电动机：由机械设计课程设计手册P167的表12-1得按Pm Pd来选取电动机为Y160M4 转速nm=1460输出轴直径Dm=42mm,p169 表124工作机转速nw=86总传动比：i= nm/nw=/86=

4、16.98传动比分配：i=为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对齿面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比i=3.601、 各轴转速n(r/min)I轴转速n=1460r/minII轴转速n=310r/min轴转速=86.11r/min2 、各轴输入功率P（KW）：轴I输入功率：P=11*0.99=9.9KW轴输入功率:P=9.9*0.98*0.97=9.41KW轴输入功率：=9.41*0.98*0.97=8.95kW3、各轴转矩T（N.m）：轴I转矩T=轴II转矩T=轴转矩 三、传动零件的设计计算减速箱是一般机械厂制造，小批量生产，且功率不大，可

5、采用软齿面，查表确定小齿轮用40C，调制后表面淬火，齿面硬度280HBS；大齿轮用45钢，调质处理，齿面硬度240HBS选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=u 1z1=4.725=108减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。估算： 试选载荷系数Kt=1.3 由机械设计P205表10-7选取齿宽系数由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa 由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa；计算应力循环次数 根据已知条件得减速器工作时间为八年，每年的工作日为

6、300天，每天为两班制。即每天为28个小时。 =3.3638 由机械设计P203图10-19查得解除疲劳寿命系数=0.90；=0.94 计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数S=1 得 =0.9600MPa=540 MPa =0.94550MPa=517 MPa 试算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值=63.7 计算圆周速度v 计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 b/h=63.7/6.23=10.22计算载荷系数根据v=4.87m/s，8级精度，由机械设计P194图10-8查动载荷系数；直齿轮，令。由机械设计P195表10-3查得；由机械设计P193表10-2查得使用系数；由机械

7、设计P196表10-4查7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423由b/h=11.56，查机械设计P198图10-13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，得 计算模数m=68.58/23=2.98弯曲强度的设计公式为 1） 确定公式内的各计算数值（1） 由机械设计P208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；（2） 由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；（3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 = =（4）计算载荷系数K （5）查取齿形系数 由机械设计P 200表10-5查得；（6）查取应力校正系数 由

8、机械设计P 200表10-5查得；（7）计算大，小齿轮的 2）设计计算 圆整得m=3.0mm, 小齿轮齿数 大齿轮齿数 4.几何尺寸计算1）计算分度圆直径 mmmm2)计算中心距 3）计算齿轮宽度 取。1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z123，大齿轮齿数z2834） 选取螺旋角。初选螺旋角142按齿面接触强度设计由公式 d1t1）确定公式内的各计算数值(1) 试选Kt1.6(2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=N

9、mm(3) 由p205表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得0.78，0.87，则1.65（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh603101（283008）时，N2N1/3.6（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.93；KHN20.95（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.93600MPa558MPa H20.95550

10、MPa522.5MPa HH1H2/2540.25MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t= =91.2.00mm（2） 计算圆周速度v= = =1.48m/s（3） 计算齿宽b及模数b=191.2mm=91.2mm= =3.85h=2.25=2.253.85mm=8.66mmb/h=91.2/8.66=10.53（4） 计算纵向重合度= =1.823（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取=1根据v=1.48m/s,8级精度，由P194图108查得动载系数=1.05；由表104查的的计算公式和直齿轮的相同，故 =1.05+0.18(1+0.61 )11+0.2310(-3

11、)*91.2=1.35由表1013查得=1.31由表103查得=1.4。故载荷系数K=11.051.41.35=1.99（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得= = mm=98.1mm（7） 计算模数mn = =mm=4.14mm3按齿根弯曲强度设计由式(1017)1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=11.051.41.31=1.93（2） 根据纵向重合度= =1.823，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.87（3） 计算当量齿数= =25.18= =90.86（4） 查取齿型系数由表105查得 =2.69； =2.216（5） 查取应力校正系数由表105

12、查得=1.575；=1.773（6） 计算F由图10-20c P208得: F1=500MpaF2=380MPa由图10-18 P206得: KFN1=0.82KFN2=0.86 取弯曲疲劳安全系数s=1.4F1=292.86MpaF2 =233.43MPa（7） 计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。2） 设计计算m=3.4取m=3.5mm4几何尺寸计算1） 计算中心距=27.19，取=28=333.6=101=232.66mma圆整后取233mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcosarccos3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =101mmd2 =364.6mm4） 计算齿轮

13、宽度b=101mmB1=104mm，B2=100mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。1、 初估最小直径：假设轴的材料是45钢，调质处理。查表取得：2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度：（1）、确定轴段1-2的直径和轴长输入轴最小直径显然是安装联轴器的直径为使所选轴直径和联轴器相适应，需选联轴器型号。联轴器的计算转矩，由于转矩变化较小，故取工作情况系数则：=1.364.75=83.2N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的 条件，且电机得输出轴得直径是42mm查标准GB 5014-85,选用

14、LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250N.m 。因为联轴器连接的直径相差不能太大，所以取半联轴器的孔径=32mm，故取=32mm；半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的觳孔长=60mm，故取轴长=58mm。（2）、为满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右侧需制出一轴肩，故取2-3段直径=35mm（3）、初选滚动轴承。应轴承只承受径向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=38mm，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6209，其尺寸为dDB=45mm85mm19mm，故=45mm。（4）、根据左轴承的轴向定位取4-5轴段直径=52mm。(5)根据轴承端盖

15、的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取2-3轴段长度=50mm，由箱体及轴承确定3-4段长度=47mm，4-5段长度=103mm。（6）根据右轴承的轴向定位取6-7段长度=45mm3、轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接由GB1059-79查得与齿轮配合平键截面为bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6。4、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各处轴肩的圆角半径为2mm5、 轴的结构如图11、初估最小直径：假设轴的材料是45钢，调质处理。查表取得：

16、取直径d=40 mm，故取=40mm2、初选滚动轴承。应轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷，故选角接触轴承。参照工作要求并根据=45mm，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组，标准精度级的角接触轴承7208C，其尺寸为dDB=40mm80mm18mm，由箱体和轴承的设计要求取轴1-2的长度=46mm，轴5-6的长度=48mm3、取安装齿轮的轴段2-3和轴段4-5的直径=46mm，为满足齿轮的轴向定位，3-4轴段右侧需制出一轴肩，故取3-4轴段直径=58mm，轴肩长度=12mm。已知齿轮轮毂的宽度为105mm盒70mm，为使轴向定位可靠，取轴段2-3的长度=102mm，轴段4-5的长度 =68mm

17、4、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各处轴肩的圆角半径为2mm5、 轴的结构如图21、初估最小直径：假设轴的材料是45钢，调质处理。查表取得：2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度：最小直径在联轴器处取直径d=52 mm，故轴段8-9直径=52mm 输出轴最小直径显然是安装联轴器的直径，为使所选轴直径和联轴器相适应，需选联轴器型号。联轴器的计算转矩，由于转矩变化较小，故取工作情况系数则：=1.31272=1653.6 N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的 条件，查标准GB 5014-85,选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N.m 。 半联轴器的孔径=63mm，

18、故取=55mm；半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配合的觳孔长=107，故取轴长=105mm。（2）、为满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左侧需制出一轴肩，故取6-7段直径=63mm（3）、初选滚动轴承。因轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据=67mm，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组，标准精度级的角接触轴承7213c，其尺寸为dDB=65mm120mm23mm。（4）、取安装齿轮的轴段2-3的直径=80mm，为满足齿轮的轴向定位，2-3轴段右侧需制出一轴肩，故取3-4轴段直径=92mm，取轴肩长度=12mm。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为使

19、轴向定位可靠，故取=98mm。(5)根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取6-轴段长度=50mm，由箱体及轴承确定1-2段长度=51mm，=51 mm,由轴承的轴向定位取=84 mm，=60 mm。3、轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接由GB1059-79查得与齿轮配合平键截面为bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，同时为了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H7/n6；同样半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm11mm90mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选择轴

20、的直径尺寸公差为m6。4、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各处轴肩的圆角半径为2mm5、 轴的结构如图31、 根据轴的结构图（图1）绘制轴的受力简图（图4）：2、 轴传递的力矩：齿轮圆周力： 径向力：水平面内支反力由图可得： N 铅垂面内支反力由图可得： N N2、作转矩图,如图4。水平弯矩图 在截面B= 164=117752N.mm铅锤面内弯矩图：在截面 = 164=42804N.mm从图中可以看出B截面为危险截面，其合成弯矩为： 3、做转矩图。此轴输出转矩T=93860N.；由联轴器传递出去，轴单向运转，可以认为转矩应力为脉动循环变化，故取则T=0.693860=56316N.

21、mm 4、求最大当量转矩:M= 5、强度校核： 查表取; 强度符合要求1、根据轴的结构图（图2）绘制轴的受力简图（图5）：2、轴传递的力矩：1齿轮圆周力：径向力 轴向力 =1676N2齿轮圆周力： 径向力：水平面内支反力由图可知：NN铅垂面内支反力由图可知： N N3、作转矩图，齿轮作用力集中在齿宽中心。水平弯矩图 在截面A= 72=383292N.mm在截面 B：= 57=230280N.mm铅锤面内弯矩图：在截面A= 72=149472N.mm在截面 B：= 57=80256N.mm从图中可以看出A截面为危险截面，其合成弯矩为： 4、做转矩图。此轴输出转矩T=343000N.；由联轴器传递

22、出去，轴单向运转，可以认为转矩应力为脉动循环变化，故取则T=0.6343000=205800N.mm 5、求最大当量转矩:M= 6、强度校核： 查表取; 强度符合要求1根据轴的结构图（图3）绘制轴的受力简图（图4）：2轴传递的力矩：齿轮圆周力：径向力 轴向力 =1933N水平面内支反力由图可知：NN铅垂面内支反力由图可知： N N2、作转矩图，齿轮作用力集中在齿宽中心。水平弯矩图 在截面B= 74=313441.8N.mm铅锤面内弯矩图：在截面B = 74=123973.68N.mm = 145=179028.6N.mm从图中可以看出B截面为危险截面，其合成弯矩为： 3、做转矩图。此轴输出转矩

23、T=1272000N.；由联轴器传递出去，轴单向运转，可以认为转矩应力为脉动循环变化，故取则T=0.61272000=763200N.mm 4、求最大当量转矩:M= 5、强度校核： 查表取; 强度符合要求由表6-2查得，取高速轴联轴器与轴连接键， 中速轴直齿轮与轴连接键， 中速轴斜齿轮与轴连接键， 低速轴联轴器与轴连接键， 低速轴齿轮与轴连接键， 键满足强度要求。要求轴承使用寿命：= =764 1.1=840.4=20891.1=2297.9因为，所以按轴承2的受力大小验算所以高速轴上轴承满足要求要求轴承使用寿命：两次计算的植相差不大，因此确定， 3、 求当量载荷由表13-5分别进行查表或差值

24、计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 4、验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算 所以中速轴上轴承满足需要要求轴承使用寿命：两次计算的植相差不大，因此确定， 4、 求当量载荷由表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 4、验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算 所以高速轴上轴承满足需要结论：所选轴承满足需要杆式油标M12外六角螺塞M161.5 JB1130-70采用油润滑箱座内选用SH357-92中的50号润滑油， F=7KNV=1.1m/sD=400mm=0.96Pw=7.7KW=0.97,=0.98,=0.99,=0.96

25、=0.842Pd=9.14kw选择电机：Y160M4型电动机转速nm=1460nw=86i=4.70i=3.60n=1460r/minn=310r/minr/minP=9.9KWP=9.41KW=8.95kWT=64.75N.mT=289.9N.m小齿轮大齿轮45钢Kt=1.3=189.8MPa=600MPa=550MPa=9.3=0.90=0.94540 MPa=517 MPaV=4.87m/s；K=1.622303.57238.86K=1.43m=2.0mma=196.5mm合适小齿轮大齿轮45钢z123z283Kt=1.61.60ZE189Mpa=1.98=0.93=0.95558 MP

26、a=522.5 MPaV=1.48m/s=1.823；=1.1K=1.99 =4.14mmK=1.93292.86Mpa 233.43MPam=3.5mma =233mmB1=104mm，B2=100mm选用LT6型弹性柱销联轴器结论：键满足强度要求结论：所选轴承满足需要。参考资料：1、机械零件设计指导书 人民教育出版社 2、机械设计基础课程设计 孙德志 主编 东北大学出版社 3、机械设计濮良贵 纪明刚 主编 高等教育出版社4、机械设计课程设计手册吴宗泽罗圣国主编高等教育出版社5、工程图学王宗荣 主编机械工业出版社6、机械原理郑文纬吴克坚主编高等教育出版社7、机械设计课程设计 张福洲 主编 西北工业大学出版社装配草图：