(论文)机械课程设计计算说明说——二级齿轮减速箱1最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

目录机械设计课程设计错误！未定义书签。计算说明说错误！未定义书签。一设计任务书2二传动装置总体设计21.传动方案的拟定2三计算及说明3一电动机的选择3二总传动比的确定及各级传动比分配6三运动和动力参数计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）7四传动零件设计计算81. 高速级齿轮的设计82. 低速级齿轮的设计.133. 开始齿轮的设计.174. 轴的设计和计算.215. 滚动轴承的设计和计算286. 键连接的选择和计算.317. 联轴器的选择和计算.328. 润滑和密封说明.329. 拆装和调整说明.3310. 减速箱体的附件说明33一 设计任务书题目：螺旋输送机传动装置设计1. 原始数据：（1） 螺旋筒轴上的功率PW= 5.2 kW；（2） 螺旋筒轴上的转速nW = 37.5 r/min；2. 工作条件：（1） 工作情况：三班制单向运转，载荷较平稳；（2） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35以上；（3） 使用折旧年限10年。三年一大修，二年一中修，半年一小修；（4） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3. 设计要求：第级采用闭式齿轮传动（斜齿），第级采用开式齿轮传动（直齿）4. 设计任务：编写设计计算说明书，绘出传动装置装配图（0号图），斜齿轮及轴的零件图（3号图）。二传动装置总体设计1. 传动方案的拟定简要说明：机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成，如图，原动机为电动机，转动装置由二级齿轮减速器和一级开始齿轮组成，工作机为滚筒，电动机与减速器用联轴器连接。满足工作性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的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便利。开式齿轮的承载能力较大，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式小，传动时有杂物侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，齿轮也容易磨损，故只适宜低速场合，因此布置在低速级。一级圆柱齿轮减速器（斜齿轮），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。轴线可以水平，上下或垂直布置。方案第一级使用二级圆柱齿轮减速箱（斜齿轮），第二级使用开式直齿轮传动，相对于方案A) 来说，此方案只是仅仅把开式斜齿轮改成开式圆柱齿轮。但是因为圆柱齿轮要比斜齿轮好加工的多，而且精度要求也低，比较适合对环境要求不高的场合。综上所述，选择此方案。三 计算及说明计算及说明结果一电动机的选择1. 原始数据如下：螺旋筒轴上功率螺旋筒轴的转速2. 电动机型号选择：螺旋轴所需功率为取（高速级齿轮）；（低速级齿轮）；（开式齿轮）；（轴承）；（联轴器）。，电动机功率，故选取额定功率为7.5 kW 的电动机。螺旋轴的转速，电动机转速，已知，故电动机转速可选范围是，选 1500 r/min 。股选电动机型号为Y132M -4 其主要参数为： ; ; .二总传动比的确定及各级传动比分配分配原则：各级吃醋协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近一边润滑。; 。，取，所以，所以，所以三 运动和动力参数计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）1 各轴转速：2 各轴输入功率：3. 各轴输入转矩：。运动和动力参数计算结果整理与下表轴名功率P（kW）转矩T(Nm)转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴7.56.4242.5242.521460.010.981轴6.366.1141.67142.4614603.560.962轴6.115.87142.46378.84410.12.740.963轴5.875.28378.841363.8149.740.904轴5.285.221363.81350.137.43四 传动零件设计计算1. 高速齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 材料选择。由书1 表10-1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。 选取螺旋角。初选螺旋角2 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-21：1 确定公式内各计算数值 载荷系数。 由书1 图10-30 选取区域系数为。 由书1图10-26 查得，则。 小齿轮传递转矩：。 由书1 表10-7 选取齿宽系数。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数。 由书1图10-21（d）查得齿轮的接触疲劳强度极限，. 应力循环次数，。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数，。 计算接触疲劳许用应力，取S=2所以需用接触应力为.2 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b及模数bh=68.46.21=11.01 计算纵向重合度 计算载荷系数K已知使用系数，根据速度v=5.23ms，7级精度，有书1图10-8查得动载系数；由书1表10-4查得的值与直齿轮相同，故;由书1图10-13查得；由书1表10-3查得。故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得 计算模数3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，从书1 图28-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查取齿形系数由书1 表10-5查得 查取应力校验系数由书1 表10-5查得 查取大小齿轮的YFaYSa蟽F并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限;大齿轮由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数; 所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得故YFa1YSa1蟽F1=2.669脳1.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2蟽F2=2.210脳1.775167.2=0.02346MPa大齿轮数值大 设计计算对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算相应的齿数于是由，取4 几何尺寸计算 计算中心距将中心距圆整为175mm 按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多，故其他参数不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取，.2. 低速齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 材料选择。由书1 表10-1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。 选取螺旋角。初选螺旋角2 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-21：1 确定公式内各计算数值 载荷系数。 由书1 图10-30 选取区域系数为。 由书1 图10-26 查得，则。 小齿轮传递转矩：。 由书1 表10-7 选取齿宽系数。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数。 由书1图10-21（d）查得齿轮的接触疲劳强度极限，. 。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数，。 计算接触疲劳许用应力，取S=2所以需用接触应力为.2 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b及模数bh=102.29.29=11 计算纵向重合度 计算载荷系数K已知使用系数，根据速度v=7.81ms，7级精度，有书1图10-8查得动载系数；由书1表10-4查得的值与直齿轮相同，故;由书1图10-13查得；由书1表10-3查得。故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得 计算模数3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，从书1 图28-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查取齿形系数由书1 表10-5查得 查取应力校验系数由书1 表10-5查得 查取大小齿轮的YFaYSa蟽F并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限;大齿轮由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数; 所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得故YFa1YSa1蟽F1=2.669脳1.588212.5=0.01994MPaYFa2YSa2蟽F2=2.210脳1.775167.2=0.02346MPa大齿轮数值大 设计计算对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=4mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算相应的齿数于是由，取4 几何尺寸计算 计算中心距将中心距圆整为227mm 按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多，故其他参数不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取，.3. 开式齿轮设计1 选精度等级、材料及齿数 减速器为一般工作机，速度不高，故选用8级精度。 材料选择。由书1 表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），齿芯部硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火）齿芯部硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2 按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是书1 公式10-9a：3 确定公式内各计算数值 初选载荷系数。 小齿轮传递转矩：。 由书1 表10-7 选取齿宽系数。 由书1表10-6查得材料的弹性影响系数。 由书1图10-21（d）查得齿轮的接触疲劳强度极限，. 。 由书1图10-19查得接触疲劳寿命系数，。 计算接触疲劳许用应力，取S=1所以需用接触应力为.4 代入数据进行计算 计算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b及模数bh=94.028.81=10.67 计算载荷系数K已知使用系数，根据速度v=7.36ms，8级精度，有书1图10-8查得动载系数；由书1表10-4查得的值;由书1图10-13查得；由书1表10-3查得。故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得上网分度圆直径，由书1式（10-10a）得 计算模数3 按齿根弯曲强度设计由书1 式（10-17）计算载荷系数1. 确定计算参数 计算载荷系数 查取齿形系数由书1 表10-5查得 查取应力校验系数由书1 表10-5查得 查取大小齿轮的YFaYSa蟽F并加以比较由书110-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限;大齿轮由书1图10-18取弯曲疲劳寿命系数; 所以取弯曲疲劳系数为S=2,书1有式10-12得故YFa1YSa1蟽F1=2.65脳1.588212.5=0.01980MPaYFa2YSa2蟽F2=2.188脳1.786167.2=0.02337MPa大齿轮数值大 设计计算取m=4.5，于是由，取4 几何尺寸计算 计算中心距将中心距圆整为227mm 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取，.验证传动系统速度误差满足要求4. 轴的设计和计算1 第一根轴的设计已知条件：轴上的功率，转速，转矩 初步确定直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：轴为外伸轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取。输出轴最小直径显然是联轴器处直径，为使所选的直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩,查书1 表14-1，考虑到转变变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm。半联轴器的孔径，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合毂孔长度。 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左侧的直径，；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。2 初步选择滚动轴承。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为。故。而。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30205型轴承的定位轴肩高度h=4，因此，取=33mm。3 小齿轮直接做在在-轴段上，齿顶圆直径为82.4mm，所以。齿轮轮毂的宽度为80mm，所以。左端轴肩高度，故取h=4mm，故轴环出直径为.轴环宽度，取。4 轴承端盖总宽度为40mm。根据轴承端盖的装拆方面及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面余半联轴器左端面间的距离l=50mm，故取。5 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。二轴上大小齿轮间距c=8mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8.75mm，已知滚动轴承宽度T=16.25mm，低速级小齿轮轮毂长L=121mm，则至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上零件的周向定位联轴器与轴周向定位采用平键连接。按由书1 表6-1查得平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴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m6。2 第二根轴的设计已知条件：轴上的功率，转速，转矩 初步确定直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：轴为不对称轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取。 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 初步选择滚动轴承。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为。而。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=4，因此，取。2 小齿轮安装直在-轴段上，齿顶圆直径为123.7mm，所以。齿轮轮毂的宽度为121mm，所以。高速级大齿轮装在-轴段上，取；齿轮的右端轴承之间用套筒定位，已知齿轮轮毂长度为77mm，故取。左端轴肩高度，故取h=4mm，故轴环出直径为.轴环宽度，取。3 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。二轴上大小齿轮间距c=30mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=17.25mm，则至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上零件的周向定位齿轮与轴周向定位采用平键连接。按由书1 表6-1查得平键为，选择轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴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m6。 求轴上的载荷查表得a=14mm，简支梁轴的支承跨距为L=287mm，根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图如下图所示：从轴的结构图可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的弯矩列于下表载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩M=MH2+MV2=148.63N鈭檓m扭矩 按弯扭合成应力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（即危险面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，一级轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45刚，调质处理，由书1表15-1查得，因此，故安全。3 第三根轴的设计已知条件：轴上的功率，转速，转矩 初步确定直径轴的材料选用常用为45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按准扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：轴为外伸轴，初算轴径最为最小直径，应取较小的A值；查书1 表15-3取。输出轴最小直径显然是联轴器处直径，为使所选的直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩,查书1 表14-1，考虑到转变变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 50142003或手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm。半联轴器的孔径，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合毂孔长度。 轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足开式齿轮轴向定位要求，-轴段左侧的直径，；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取2 初步选择滚动轴承。因轴同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为。故。而。左端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=5，因此，取。3 大齿轮装在在-轴段上，所以。齿轮轮毂的宽度为115mm，所以。左端轴肩高度，故取h=5mm，故轴环出直径为.轴环宽度，取。4 轴承端盖总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆方面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左端面间的距离l=30mm，故取。5 取齿轮距箱壁距离内壁之距离a=16mm。考虑到箱体误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=8.25mm，已知滚动轴承宽度T=20.75mm，至此，因初步确定了轴的各段直径和长度。3 轴上零件的周向定位联轴器与轴周向定位采用平键连接。按由书1 表6-1查得平键为，半联轴器与轴的配合为。大齿轮查得，齿轮与轴的配合为滚动轴承与轴的轴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m6。5. 滚动轴承的选择计算1. 1轴上的轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=25mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30205，主要参数如下：基本额定静载荷基本额定动载荷C=32.2kN极限转速检验取e=0.37所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.33, 轴承的计算寿命4104满足寿命要求以上所选各轴承的极限转速都大于时机转速。2. 2轴上的轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=30mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30206，主要参数如下：基本额定静载荷基本额定动载荷C=43.2kN极限转速检验取e=0.37所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.167, 轴承的计算寿命4104满足寿命要求以上所选各轴承的极限转速都大于时机转速。3. 3轴上的轴承的选择两端采用圆锥滚子轴承。根据轴直径d=45mm选择的圆锥滚子轴承的型号为30209，主要参数如下：基本额定静载荷基本额定动载荷C=67.8kN极限转速检验取e=0.37所以2轴承放松，1轴承压紧Fa1Fr1=0.37，Fa2Fr2=0.11, 轴承的计算寿命4104满足寿命要求6. 键连接的选择和计算1. 键的选择 1轴键槽部分的轴径为20mm，所以选择普通圆头平键 2 轴键槽部分的轴径为60mm，所以选择普通圆头平键 3轴键槽部分的轴径为100mm，所以选择普通圆头平键2. 2轴键的校验满足条件。7. 联轴器的选择计算计算联轴器的计算转距查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取2型号选择根据计算转距选择弹性柱销联轴器LX3型主要参数如下：公称扭距（满足要求）许用转速n=4700rmin（满足要求）轴孔直径d=40mm轴孔长度L=112mm8. 润滑和密封说明1. 润滑说明因为滚动轴承速度脚底，所以轴承采用稠密度较小的润滑填入量为轴承空隙的1/2。齿轮浸