机械设计课程设计两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

目录目录课程设计书课程设计书3设计课题:3一、原动机选择（Y 系列三相交流异步电动机）31、工作机所需功率32、电动机输出功率43、确定电动机的转速及传动比4二、设计 V 带和带轮71、确定计算功率：Pca72、选择 V 带型号73、确定带轮直径 dd1 dd274、确定 V 带中心距 a 和基准长度dL75、验算小带轮上的包角186、确定 V 带根数 Z87、计算单根 V 带初拉力min0)(F88、计算压轴力pF99、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图9三、齿轮设计10（一）、高速级齿轮传动的设计计算101.齿轮材料，热处理及精度102.初步设计齿轮传动的主要尺寸103.按齿面接触强度设计计算1114.齿根弯曲疲劳强度设计125.几何尺寸计算13（二）、低速级齿轮传动的设计计算141、确定公式中各数值142、计算圆周速度153、计算齿宽154、计算齿宽与齿高之比hb155、计算纵向重合度156、计算载荷系数 K157、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径16四、轴及轴承的设计18A、从动轴的设计18B、中间轴的设计 24C、第一轴（高速轴）的设计 25五、键的设计和计算26六、箱体结构的设计27七、 润滑密封设计 29八、联轴器设计29九、设计小结29十、参考资料302课程设计书课程设计书设计课题设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率 (包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限 8 年(300 天/年),两班制工作,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流,电压 380/220V设计带式运输机传动装置（简图如下）设计带式运输机传动装置（简图如下）一、原动机选择（一、原动机选择（Y 系列三相交流异步电动机）系列三相交流异步电动机）1、工作机所需功率、工作机所需功率工作机效率 = =0.97w鼓带98. 099. 0= =r/min38.19r/minwnDv60120鼓轮工作扭矩鼓轮工作扭矩 T T输送带速度输送带速度 v v鼓轮直径鼓轮直径 D D原始原始数据数据650Nm650Nm0.5m/s0.5m/s250mm250mm3= = kw2.67kwPWwwwnT955097. 0955019.38650其中： 鼓为鼓轮传动效率 带为输送带传动效率2、电动机输出功率、电动机输出功率电动机到工作机输送带间的总效率：=0.960.99=0.90v2齿3滚联299. 0399. 0= =kw=2.95kw 要求 PmP PPW90. 067. 2查（课设） 得 Pm=3kw其中：v为 V 带传动效率 齿为 7 级精度圆柱齿轮传动效率（油润滑） 滚为滚动球轴承传动效率 联为联轴器的传动效率3、确定电动机的转速及传动比、确定电动机的转速及传动比V 带传动的传动比范围=24，齿轮传动的传动比范围=35vi齿i =（24）（35） =18100总i2 =38.19（18100）=687.53819(r/min)mnwn总i由查表可知：选择电动机为 Y100L2-4 型 技术数据：额定功率（技术数据：额定功率（） 3 3 满载转速（满载转速（） 14401440 Kwminr 额定转矩（额定转矩（） 2.22.2 最大转矩（最大转矩（） 2.22.2 mN mN Y100LY100L2 2-4-4 电动机的外型尺寸（电动机的外型尺寸（mmmm）：）： （见课设表（见课设表 k.3k.3）4A A：160160 B B：140140 C C：6363 D D：2828 E E：6060 F F：8 8 G G：2424 H H：100100 K K：1212 ABAB：205205 ACAC：205205 ADAD：180180 HDHD：245245 BBBB：170170 L L：380380传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配总传动比：总传动比：ia71.3719.381440wmnni总各级传动比分配各级传动比分配iiii21v齿齿总初定 6 . 2vi=1齿i总）（i4 . 13 . 143. 41i齿=2齿i）（齿总viii127. 32i齿计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 1440/2.6553.85r/minnvmin / 553.85/4.43125.02r/minn1/齿in / 125.02/3.274=38.19 r/minnn2齿i=38.19r/minnn5（2）各轴输入功率2.970.962.85kWPpv 2.850.990.992.79kWPp滚齿 2.790.990.992.74kWPP滚齿=2.740.990.992.68kWPP滚联则各轴的输出功率： 0.99=2.82kWPP0.99=2.76 kWPP0.99=2.71kWPP0.98=2.63 kWPP（3）各轴输入转矩 = Nm1TdT0i1电动机轴的输出转矩=9550 =95502.97/1440=19.70 NmdTmdnP所以输入转矩: =19.702.60.96=49.17 NmTdTviv=49.174.430.990.99=213.49 NmTT1齿i滚齿=213.493.280.990.99=686.31NmTT2齿i滚齿=686.310.990.99=672.65 NmTT滚联输出转矩：0.99=48.68NmTT0.99=211.36 NmTT0.99=679.45NmTT0.98=659.20 NmTT运动和动力参数结果如下表功率 P KW转矩 T Nm轴名输入输出输入输出转速 r/min电动机轴2.9719.7014401 轴2.852.8249.1748.68553.852 轴2.792.76213.49211.36125.023 轴2.742.71686.31679.4538.194 轴2.682.63672.65659.2038.196二、设计二、设计 V 带和带轮带和带轮外传动带选为 普通 V 带传动 1、确定计算功率：、确定计算功率： Pca1） 、由表 8-7（机械设计）查得工作情况系数 2 . 1KA2） 、由式 8-21（机设） KwPKPAca6 . 332 . 12、选择、选择 V 带型号带型号 查图 8-11 (机设)选 A 型 V 带。3、确定带轮直径、确定带轮直径 dd1dd2（1） 、参考图 8-11（机设）及表 8-6（机设）选取小带轮直径 mmdd1001 （电机中心高符合要求）Hdd21（2） 、验算带速 V 由式 8-13（机设） ，带速不宜过低或过高，一般应使V=525m/s，最高不超过 30m/s。 smdnVd111154. 71000601001440100060（3） 、计算从动带轮直径dd2mmvdiddd2601006 . 212 查表 8-8（机设）,取=250mmdd24、确定、确定 V 带中心距带中心距 a 和基准长度和基准长度dL 1） 、根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合（8-20）初定中心距=500mm0a 2） 、由式 8-22 计算带长0dL72+（+）+0dL0a21dd2dd02124)(adddd =1561mm由表 8-2 选取带的基准长度=1600mmdL 3） 、由式 8-23 计算实际中心距a +=519.5mma0a20ddLL 中心距的变动范围为：219.8628mm5、验算小带轮上的包角、验算小带轮上的包角1=adddd3 .57)(1801215 .163906、确定、确定 V 带根数带根数 Z (1)、计算单根 V 带的额定功率rP由= 100mm ,= 1440r/min 查表 8-4a（机设）得=1.32Kw1dd1n0P根据=1440r/min，=2.6 和 A 型带，查表 8-4b（机设）=0.17Kw 1nvi0P 查表 8-5（机设）得=0.96 ，表 8-2 得=0.99 KLK于是，=（+）=1.42Kw rP0P0PKLK(2)、计算 V 带根数 Z， 取 Z=3 根 53. 2)(00KKPPPLcarcaPPZ7、计算单根、计算单根 V 带初拉力带初拉力min0)(F由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.10kg/m 所以， NqvZFvKPca3 .133) 15 . 2(500)(2min088、计算压轴力、计算压轴力pF NNZFFp792)25 .163sin3 .13332(2sin2109、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=100mm 采用腹板式结构。大带轮基准直径 dd2=250mm，采用腹板式结构，基准图见零件工作图。9三、齿轮设计三、齿轮设计（一）、高速级齿轮传动的设计计算（一）、高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿轮45齿数=24 1Z高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS 45 Z =Z =4.4324=106.32 取 Z =10721齿i12 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 选取螺旋角。 初选螺旋角 142.初步设计齿轮传动的主要尺寸初步设计齿轮传动的主要尺寸齿面接触强度设计2131)(12HEHdttZZuuTKd确定各参数的值: 试选=1.6tK查课本图 10-30 选取区域系数 Z=2.433 217PH由课本图 10-26 215P78. 0189. 02则67. 189. 078. 0由课本公式 10-13 计算应力值环数202PN =60n j =60553.851（283008）=1.27610 h11hL9N = =2.88110 h (4.43 为齿数比,即 4.43=)2812ZZ查课本 10-19 图得：K=0.90 K=0.96207P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由 P209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=750Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=690Mpa。1limH2limH应用公式 10-12 得:205P =0.90750=675H1SKHHN1lim1MPa10 =0.96690=662.4 H2SKHHN2lim2MPa许用接触应力 MPaHHH7 .6682/ )4 .662675(2/ )(21查课本由表 10-6 得： =189.8MP 201PEZa 由表 10-7 得: =1205PdT1=95.510 =95.510 2.85/553.855IInP /5=4.9210 N.mm43.按齿面接触强度设计计算按齿面接触强度设计计算小齿轮的分度圆直径 dt 12131)(12HEHdttZZuuTKd=mm054.38)7 .6688 .189433. 2(43. 443. 567. 111092. 46 . 12243计算圆周速度10006011ndtsm/1 . 110006085.55305.3814. 3计算齿宽 b 和模数 ntm计算齿宽 b b=38.05mmtdd1计算摸数 mnt=ntmmmZdt53. 12414cos05.38cos11计算齿宽与高之比hb齿高 h=2.251.53=3.44ntm25. 2mm = =11.06hb44. 305.38计算纵向重合度=0.318=1.9031d14tan241318. 0tan计算载荷系数 K由课本 P193 表 10-2 查得 使用系数=1AK根据 7 级精度, 查课本由图 10-8 得smv/41. 1210P动载系数 KV=1.05,查课本由表 10-4 得 K的计算公式:196PHK= +0.2310bH)6 . 01 (18. 012. 12d2d311 =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231038.05=1.113查课本由图 10-13 得: K=1.35198PF查课本由表 10-3 得: K=1.2195PHFK故载荷系数:=11.051.21.11=1.40HHvAKKKKK 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d=38.05=36.391t 1tKK36 . 140. 13mm计算模数nm=nmmmZd47. 12414cos39.36cos114.齿根弯曲疲劳强度设计齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm)(cos212213FSFadYYZYKT 确定公式内各计算数值确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 T1=49.2Nm初定螺旋角 14计算当量齿数 27.2614cos24cos3311ZZv 13.11714cos107cos3322ZZv初选齿宽系数d 由表查得1d 载荷系数 K=11.051.21.351.70FFvAKKKKK 查取齿形系数和应力校正系数FaYSaY查课本由表 10-5 得:200P齿形系数2.592 2.175 1FaY2FaY 应力校正系数1.596 1.7961SaY2SaY 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）2111ZZ1.883.2（1/241/107）cos1.67cos14arctan（）arctan（）tcostant14cos20tan561705.2012)cosarctan(tantb140059.13因为，则重合度系数为0.25+0.750.6769b2cosYb2cos 螺旋角系数Y根据纵向重合度903. 1从课本 P217 图 10-28 查得88. 0Y 计算大小齿轮的 FSFFY查课本由图 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 ： 208P小齿轮 大齿轮aFEMP5001aFEMP3802查课本由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:206PK=0.86 K=0.93 1FN2FN 取弯曲疲劳安全系数 SF=S=1.4 =F114.3074 . 150086. 011SKFEFN =F243.2524 . 138093. 022SKFEFN 01347. 014.307596. 1592. 2111FSFFY01547. 043.252796. 1175. 2222FSFFY大齿轮的数值大.选用. 设计计算设计计算 计算模数mmmmmn31. 167. 124101547. 014cos88. 01092. 470. 122243对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计n算的法面模数，取 m =2.0mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳n强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =36.39来计算应有的齿1mm数.于是由:z =17.65 取 z =201nm14cos39.361那么 z =4.4320=88.6 25.几何尺寸计算几何尺寸计算计算中心距 a=111.92cos2)(21nmzz 14cos22)6 .8820(mm将中心距圆整为 112mm按圆整后的中心距修正螺旋角13=arccos 14 614153795.1411222)6 .8820(arccos2)(21amn因值改变不多,故参数,等不必修正.khZ计算大.小齿轮的分度圆直径d =41.2511538.14cos220cos1nmzmmd =183.5721538.14cos289cos2nmzmm计算齿轮宽度B=mmmmd25.4125.4111圆整的 452B551B（二）、低速级齿轮传动的设计计算（二）、低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=20451Z速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =3.2820=65.6 圆整取452z =672齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1、确定公式中各数值、确定公式中各数值试选 K =1.6t查课本由图 10-30 选取区域系数 Z=2.45217PH试选,查课本由图 10-26 查得o14214P=0.74 =0.87 =0.74+0.87=1.6112应力循环次数N =60n jL =60125.021(283008)12n=2.8810 8N =8.7810228. 31088. 281iN7由课本图 10-19 查得接触疲劳寿命系数207PK=0.95 K= 0.97 1HN2HN查课本由图 10-21d209P按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力14 =H1SKHHN1lim1570160095. 0MPa =(0.97550)/1=533.5H2SKHHN2lim2MPa551.752)(2lim1limHHHMPa查课本由表 10-6 查材料的弹性影响系数 Z=189.8MP201PEa选取齿宽系数 1dT=95.510 =95.510 2.79/125.02522/nP5=21.3110 N.m4 3242131)75.5518 .18945. 2(28. 328. 461. 111031.216 . 12)(12HEHdttZZuuTKd=73.22mm2、计算圆周速度、计算圆周速度 0.47910006002.12522.7310006021ndtsm/3、计、计算算齿宽齿宽b=d=173.22=73.22dt 1mm4、计算齿宽与齿高之比、计算齿宽与齿高之比hb 模数 m= ntmmZdt5523. 32014cos22.73cos11 齿高 h=2.25m=2.253.5523=7.9927ntmm =73.22/7.9927=9.16hb5、计算纵向重合度、计算纵向重合度5857. 114tan20318. 0tan318. 01zd6、计算载荷系数、计算载荷系数 KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310bH22)dd315 =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.42313使用系数 K=1 A同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2vKFHF故载荷系数K=11.041.21.4231=1.776HHvAKKKK7、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d =d=73.221t 13tKKmm79.756 . 1776. 13计算模数mmzdmn6769. 32014cos79.75cos11（4）按齿根弯曲强度设计mcos212213FSFdYYZYKT确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩213.49kNm1T（2） 初选齿宽系数d 按对称布置，由表查得1d（3） 初选螺旋角 初定螺旋角14（4） 载荷系数 K=11.041.21.351.6848FFvAKKKKK （5） 当量齿数 37.2112cos/20cos3311zzv34.7312cos/67cos3322zzv由课本表 10-5 查得齿形系数和应力修正系数200PFaYSaY 262. 2,80. 221FaFaYY743. 1,55. 121SaSaYY（6） 螺旋角系数Y 轴向重合度 59. 1tansin1zmbdn812. 01201Y（7） 计算大小齿轮的 FSFFY查课本由图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限207P aFEMP5001aFEMP3802查课本由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数206P16K=0.90 K=0.93 S=1.41FN2FN =F1aFEFNMPSK43.3214 . 150090. 011 =F2aFFFNMPSK43.2524 . 138093. 022 计算大小齿轮的,并加以比较FSaFaFY 0135. 043.32155. 180. 2111FSaFaFY 01562. 043.252743. 1262. 2222FSaFaFY大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数mmmmmn1008. 161. 120101562. 014cos812. 0101349. 26848. 122253对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计n算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =3mm 但为了同时满足接触n疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =75.79来计算应有的齿数.1mmz =24.5 取 z =251nm14cos79.751z =2.3825=59.5 取 z =60 22 初算主要尺寸计算中心距 a=131.4cos2)(21nmzz 14cos23)6025(mm将中心距圆整为 132mm修正螺旋角=arccos 13 0150037.1513223)6025(arccos2)(21amn因值改变不多,故参数,等不必修正khZ 分度圆直径 mmmzdn29.7714cos325cos11d =2mmmzdn5 .18514cos360cos22计算齿轮宽度mmdbd29.7729.7711圆整后取 mmB751mmB80217四、轴及轴承的设计四、轴及轴承的设计A、从动轴的设计、从动轴的设计1 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.74 Kw686.31Nm38.19r/min185.5mm202 求作用在齿轮上的力F =t232dTN57.7355105 .18531.68623 F = = FrtNoon65.277100.15cos20tan57.7355costan Fa= F tan=7355.570.267949=1970.92Nt圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 Fa的方向如图示:tr3 初步确定轴的最小直径先按课本 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,根据课本取315370表P112oAmmnPAdo539.46333min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同 d时选取联轴器的型号查课本,选取114351表P5 . 1AKmNTKTaca465.1029686.315 . 134 联轴器的型号的选取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件caT查机械设计手册选取 HL4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250Nm,半联轴器的孔径mmLmmLmmdmmd84.112.55,5511与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案182） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mmd62半联轴器与L1 =84mm 为了保证轴端挡圈只压在mmD65轴配合的轮毂孔长度半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 L1 略短一些,现取mml82初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 mmd62标准精度级的单列角接触球轴承 7013C 型 7013AC 型的基本尺寸 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故mmmmmmBDd1810065;而 .mmdd65mml18 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得 7013C 型轴承定位轴肩高度,mmdmmhdh71,3,07. 0因此取 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿mmd70轮的宽度为 75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取毂. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取.轴环宽度mml72mmd82,取 b=7mm. hb4 . 1 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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间的距离 ,故mml30取.mml50 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16,两圆柱齿轮间的距离 c=20.考虑到箱体的铸造mmmm误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8,已知滚动轴承宽度mmT=18,mm高速齿轮轮毂长 L=50,则mmmmmmasTl45)316818()7275(mmmmlacsLl86)81620850(至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.传动轴总体设计结构图:19 6、求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册表 E.2.对于 7013C 型的角接触球轴承,a=20.1mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mmmmmmLL2185 .795 .13832NFLLLFtNH42.26822185 .7957.73553231NFLLLFtNH15.46732185 .13857.73553222NLLDFLFFarNV31.184923231NFFFNVrNV34.92231.184965.277112mmNMH53.383873mmNLFMNVV44.2561295 .13831.1849211mmNLFMNVV03.733265 .7934.922322 mmNMMMVH17.46147744.25612953.383873222121mmNM01.390814220从动轴的载荷分析图:（轴上载荷示意图）7、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行轴校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据= caWTM2321)(MPa03.18701 . 0)6863106 . 0(17.461477322其中 =1（轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力）21前已选轴材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得=60MPa1 此轴合理安全ca1 所以它是安全的5 . 176. 622SSSSSSca8、精确校核轴的疲劳强度.、判断危险截面截面 A,B 只受扭矩作用。所以 A B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面 C 上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面 C 上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故 C 截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第 3 章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面左右两侧需验证即可.、截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=343003d370抗扭系数 =0.2=0.2=68600Tw3d370截面的右侧的弯矩 M 为 mmNMM38.2525065 .79365 .791截面上的扭矩为 = =686.313T3TmN 截面上的弯曲应力WMbMPa36. 73430038.252506截面上的扭转应力 =TTWT3MPa1068600686310轴的材料为 45 钢。调质处理。由课本表 15-1 查得：362P aBMP640aMP2751aMPT1551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 dr027. 0700 . 2dD08. 16570经插入后得 0 . 231. 1又由附表 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 82. 0q85. 0q故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为k=1+=1.82) 1(qk =1+（-1）=1.26q由附图 3-2 的尺寸系数； 由附表 3-3 的扭转尺寸系数67. 082. 0轴按磨削加工，由附表 3-4 得表面质量系数为 92. 022轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为： 1q8 . 2192. 0167. 082. 1111kK62. 1192. 0182. 026. 1111kK碳钢的特性系数 取 0.12 . 01 . 0 取 0.051 . 005. 0计算安全系数值，按式（15-6）至（15-8）则得caS30.1401 . 087. 680. 2275= S1maK56.1821005. 021062. 11551maKS 所以它是安全的5 . 133.1122SSSSSSca（3）、截面右侧抗弯系数 =3dW 335 .27462651 . 0mm抗扭系数 33354925652 . 02 . 0mmdWT截面左侧的弯矩 M 为 mmNMM38.2525065 .79365 .791截面上的扭矩为 = =686.31Nm3T3T截面上的弯曲应力 MPaMPaWMb19. 95 .2746238.252506截面上的扭转应力 =TTWT3MPaMPa50.1254925686310过盈配合处的，取，于是得 kkk8 . 016. 3k53. 216. 38 . 0k故得综合系数为K=25. 311kK =62. 211k碳钢的特性系数 取 0.1 取 0.052 . 01 . 0 1 . 005. 0安全系数caS86. 901 . 058. 825. 3275= S1maK2329. 925 .1205. 025 .1262. 21551maKS 所以它是安全的5 . 176. 622SSSSSScaB、中间轴的设计、中间轴的设计1 1 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.79Kw211.36Nm125.02r/min230.16mm202 求作用在齿轮上的力NdTFt64.183616.2301036.21122322Fr =Ft*tan=1836.64*tan20= =668.48N3 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表115-3 选取 A0=112。于是有mmnPAd5326.3102.12579. 2112*33220min5 . 1 SSca4 轴承选用初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力。 在本次设计中尽可能统一型号。所以选择 7007C 号轴承5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，轴的总长度为L=18+86+7+72+45=228mm由于轴承选定所以轴的最小直径为 35mm所以左端 L1-2=13mm 直径为 D1-2=35mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 7007C 号轴承的轴肩高度为 3mm24所以 D2-3=41mm ,同理右端轴承的直径为 D1-2=35mm，定位轴肩为 3mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm，因为大齿轮的宽度为 45mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L=45+12+8+18=83mm8mm 为轴承与减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取 L=119.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计时距离也为 12mm 所以在这取距离为 9.5mm取大齿轮的轮毂直径为 44mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为 2.5mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C、第一轴（高速轴）的设计、第一轴（高速轴）的设计1 1 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.85Kw49.17Nm1430r/min51.83mm202 求作用在齿轮上的力NdTFt36.189783.511017.4922321Fr=Ft*tan=1897.36*tan20=690.58N3 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表115-3 选取A0=112。于是有mmnPAd16.14144085. 2*112*33210min4. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足小带轮的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-253=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=20。b 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，又根据 d2-3=18mm, 选用 7004C 号轴承。右端采用轴肩定位 轴间高2.5mm 查2 又根据 d2-3=18mm 和 轴承内孔取 d3-4=20mm c 取安装齿轮右端的轴环直径为 33mm，安装齿轮出直径 28mm，齿轮的轴向固定为左端用套筒、右端用轴环。d 轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm。固取 L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取 s=8mm已知滚动轴承的宽度 T=12mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm，则L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为 189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表 15-2取 1.0mm五、键的设计和计算五、键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d1=55 d2=70查表 6-1 取： 键宽 b1=16 h1=10 L1=63 b2=20 h2=12 L2=63校和键联接的强度查表 6-2 得 =110MPpa工作长度 l1=L1-b1=63-16=47L2=L2-b2=63-20=43键与轮毂键槽的接触高度 K1=0.5h1=5K2=0.5h2=6由式（6-1）得： 因为输出轴上输出扭矩 T3=679.45输入扭矩 T3=686.3126 111331102dlKTp14.10555475100045.6792p 222332102dlKTp94.10870306100031.6862p两者都合适取键标记为： 键 1：1663 A GB/T1096-1979键 2：2063 A GB/T1096-1979六、箱体结构的设计六、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.67isH1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。27钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚83025. 0a10箱盖壁厚18302. 01a9箱盖凸缘厚度1b115 . 1b12箱座凸缘厚度b5 . 1b15箱座底凸缘厚度2b5 . 22b25地脚螺钉直径fd12036. 0adfM24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径1dfdd72. 01M12机盖与机座联接螺栓直径2d=（0.50.6）2dfdM10轴承端盖螺钉直径3d=（0.40.5）3dfd10视孔盖螺钉直径4d=（0.30.4）4dfd8定位销直径d=（0.70.8）d2d8，至外机壁距fd1d2d离1C查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离fd2d2C查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离1l=+（812）1l1C2C50大齿轮顶圆与内机壁距离11.2115齿轮端面与内机壁距离2210机盖，机座肋厚mm ,185. 0,85. 011mm9 8.51mm28轴承端盖外径2D+（55.5）DD 23d120（1 轴）125（2 轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离S2DS 120（1 轴）125（2 轴）150（3轴）七、七、 润滑密封设计润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，5(1.5 2) 10. /minmmr装至规定高度.油的深度为 H+1h H=30 =341h所以 H+=30+34=641h其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。八、联轴器设计八、联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.2.载荷计算.查课本,选取114351表P5 . 1AKmNTKTaca465.1029686.315 . 13按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件caT查机械设计手册选取 HL4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250Nm九、设计小结九、设计小结29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。通过二个星期的设计实践，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.1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD 实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,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有重要的作用。3. 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。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。十、参考资料十、参考资料1.机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社2.机械原理西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社3.现代工程图学教程 湖北科学技术出版社。2002 年 8 月版4.机械零件设计手册 国防工业出版社1986 年 12 月版5.机械设计手册 机械工业出版社2004 年 9 月第三版6.实用轴承手册 辽宁科学技术出版社2001 年 10 月版7.机械课程设计指导书 第二版其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。