(论文)三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

机械设计课程设计说明书设 计 计 算 及 说 明结 果机械设计课程设计说明书设计题目：三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器院系：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化学号：设计人：指导教师：完成日期：一 设计任务书1.1 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双极斜齿轮圆柱齿轮减速器。1.2 任务：1.3 传动方案：1.4 设计参数： （1）传送速度 V= 1.0 m/s （2）鼓轮直径 D= 300 mm （3）鼓轮轴所需拉力 F=2600 N1.5 其它条件：使用年限5年，工作为1班工作制，工作中有轻震，经常满载，空载起动，单项运转。二传动方案简述2.1 计算过程及计算说明（手册说明：本人使用的机械设计手册是化学工业出版社出版的第4版2002年1月第22次印刷版）2.2 选择电动机容量工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速由 得： r/min由P工作=FV/1000（式中： V -传送速度; D -卷筒直径;） 由电动机至工作机的总效率 h由 卷筒的效率 =0.96 联轴器1的效率 =0.990.995 取= 0.99一对滚动轴承的效率 =0.980.99 取= 0.99一对齿轮传动的效率 =0.960.99 取= 0.97联轴器2的效率 =0.990.995 取= 0.99 一对滑动轴承效率 =0.97又 所以： P工作=26001（10000.96）=2.7083 kw电动机所需的输出功率 kw确定电动机的额定功率Ped由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1选取电动机额定功率 取 P ed= 4 kw2.3 电动机额定转速的选择推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-1查得展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =840，则电动机转速可选范围为： 式中: -电动机转速; -高速齿轮的传动比 -低速齿轮的传动比; -工作机的转速 r/min 2.4 确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 初选方案：初选= 1440 r/min 即选择Y112M-4 型电动机 2.5 电动机的主要参数（1） 电动机的主要技术数据 电动机型号额定功率kw最大转矩额定转矩满载转速r/minY112M-442.21440 （2）电动机的外形示意图 Y型密封式三相异步电动机 （3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132S 型号尺 寸HABCDEFGADACHDL1121901407028808241901152654002.6 总传动比的确定及各级传动比的分配2.6.1 理论总传动比 nd : 电动机满载转速2.6.2 各级传动比的分配齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配一般取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般取 取 ，又 5.6，2.7 各轴转速，转矩与输入功率2.7.1 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为轴 中间轴为轴低速轴为轴卷筒轴为IV轴 (1)电动机 r/min(2)轴 r/mim(3)轴 r/min(4)轴 r/min（5）IV轴 r/min2.7.2 各轴的输入功率(1)电动机 kw(2)轴 kw(3)轴 kw(4)轴 kw（5）IV轴 kw2.7.3 各轴的理论转矩(1)电动机(2)轴 (3)轴(4)轴 （5）IV轴2.7.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nm)传动比电动轴1440426.531第I轴14403.92025.9975.6第II轴257.143.765139.8294.0第III轴64.293.615536.993第IV轴64.293471515.6021三、传动设计3.1 高速级齿轮传动设计3.1.1原始数据输入转矩=25.997 Nm小齿轮转速=1440 r/min齿数比=由电动机驱动单向运转、一班制工作、工作寿命为1年、工作机为带式运输机、有轻震。（设每年工作日为300天）3.1.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 该为斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为280HBS，MPa，MPa；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，MPa，MPa；二者材料硬度差为40HBS4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 175.6=95.2取955初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由1P218式10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 （由1P205表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1 P217图10-30）端面重合度 ， （由1P215 图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数（由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=35.52mm（2）计算圆周速度 2.68m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=7.77（4）计算纵向重合度（5） 计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动，工作有轻震得 动载系数 根据v=2.68m/s、 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0， mm，得 =1.416 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=7.77， 得 齿向载荷分配系数、 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.251.101.41.2416=2.726（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 （4）疲劳强度极限接触疲劳强度极限 MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P209图10-20c）接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-21d） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20c）（5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（6）计算当量齿数ZV，（7）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 计算得 （8）计算大小齿轮的 并加以比较 比较42.42mmmm4 计算齿轮宽度b mm 因为后面键的强度校核关系：取b=65mm； 65mm 70mm六 验算 100N /mm 与初设相符 设计符合要求3.2 低速级齿轮传动设计3.2.1原始数据输入转矩= Nmm小齿轮转速=257.14 r/min齿数比=由电动机驱动单向运转、一班制工作、工作寿命为5年，工作机为带式运输机、有轻震。（设每年工作日为300天）3.2.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 该为斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为280HBS，MPa，MPa；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，MPa，MPa；二者材料硬度差为40HBS4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 254.0=1005初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 （由1P205表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1P217 图10-30）， （由1 P215图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳强度极限 MPa （由1P209图10-21d）接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-21d）取安全系数接触疲劳许用应力2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=62.03mm（2）计算圆周速度 0.835 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=62.03/5.417=11.45（4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动,有轻震得 动载系数 根据v=0. 835m/s 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0 mm，得 =1.422 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=11.45得 齿向载荷分配系数、 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.251.011.41.422=2.513（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 72.11mm三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 （4）疲劳强度极限接触疲劳强度极限 MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 MPa （由1P209图10-20c）接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-21d） 弯曲疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-20c）（5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（6）计算当量齿数ZV， ，（7）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （8）计算大小齿轮的 并加以比较 比较所以大齿轮的数值大，故取0.0148。2 计算=1.998m四 分析对比计算结果对比计算结果，取=2mm已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=72.11mm来计算应有的 取35 要满足、互质 取141五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为181mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4 71.99mm290.01mm4 计算齿轮宽度b =71.99mm 圆整后 b=72mm72mm 77mm六 验算 100N/mm 与初设相符 设计符合要求3.3 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Z12143.247.3338.077Z21182428246.9237.6传动传动比i中心距a模数mn螺旋角齿宽b(mm)5.6143265低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z33571.9976.166.857Z4141290.01294.1284.8传动传动比i中心距a模数mn螺旋角齿宽b(mm)4.01812723.4 齿轮结构参照2/P41表5-28，齿轮1采用齿轮轴式，齿轮3采用实心式，齿轮2、4采用腹板式自由锻。四. 轴及轮毂连接4.1 低速轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率P、转速n、转矩TP=3.615kwn=64.29r/minT= Nmm4.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取A 0 =112由于需要考虑轴上的键槽放大,dmin =45mm该段轴需与联轴器连接，要使该段直径与连轴器的孔径相同，需同时选用连轴器，而本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大，为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。 得： 得： 工作情况系数 1.5 得： 选用HL4型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn1250 Nm轴孔长度L=112 mm孔径d1 =45 mm联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2HL412502800451121953.44.1.3轴的结构设计(直径,长度来历) （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径d和长度L a. 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出轴肩；故取2-3段的直径d2-3=50mm;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d1-2=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 84mm ,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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=82mmb. 初步选择滚动轴承。考虑到同时承受径向力和轴向力，故选用 圆锥滚子轴承；又根据d2-3=50mm 选 30311号圆锥滚子轴承尺寸为故取 d3-4=d7-8=55mm右端采用轴肩定位 取d4-5=64mmc. 取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=60mm齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为72mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l6-7=68mm,齿轮的左端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.070.1倍）这里去轴肩高度h=6mm.所以d5-6=70mm.轴的宽度b=1.4h,取轴的宽度为L5-6=12mm.d. 轴承端盖的总宽度为36mm（有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30mm。故取L2-3=66mm e. 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=16mm，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,且高速轴小齿轮端面与内壁距离为10mm，又已知滚动轴承的宽度T=31.5mm ,小齿轮的轮毂长L=50mm,内壁间距为186 mm；则 L3-4 = T=31.5mm L7-8 =62mm L4-5=88.5mm至此已初步确定轴得长度（2） 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d1-2=45mm由手册2查得平键的截面 bh=14mm9 mm 取L=70mm同理按 d6-7=60 mm. bh=1811 取L=63mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。由2P89（表12-13），取轴端倒角和圆角半径1.6或2.0。4.2中速轴结构设计 （1）选材及估算最小直径选用45号钢，调质处理 （2）确定各轴段直径d1-2=30mm d2-3=35mmd3-4=47mm d4-5=38mmd5-6=30mm（3）确定各轴段长度L1-2 =45.25mm L2-3 =61mmL3-4 =9.5mm L4-5 =73mmL5-6 =48.75mm （4）轴承和键的选择 -和-选用30306号圆锥滚子轴承 尺寸：DdT=30mm72mm20.75mm-选用B型键 bh=108 L=56mm-选用A型键 bh=108 L=63mm4.3高速轴结构设计（1）选材及估算最小直径选用45号钢，调质处理 由于电动机轴直径D=24mm，按电动机轴取最小轴直径（2）确定各轴段直径d1-2=35mm d2-3=45mmd3-4=35mm d4-5=43.2mmd5-6=35mm d6-7=45mm d7-8=35mm d8-9=30mmd9-10=24mm (3)确定各轴段长度L1-2 =22.75mm L2-3 =12mmL3-4 =6mm L4-5 =70mmL5-6 =96mm L6-7 =12mm L7-8 =22.75mm L8-9 =66mm L9-10 =36mm （4）轴承、键和联轴器的选择-和-选用30307号圆锥滚子轴承 尺寸：DdT=35mm80mm22.75mm-选用A型键 bh=87 L=28mm故：-选用TL4型弹性套柱销联轴器公称转矩Tn63 Nm轴孔长度L=52 mm孔径d1 =24 mm 4.4 中间轴强度校核4.4.1作用在齿轮上的力载荷分析图 4.4.2 计算轴上的载荷 (1)垂直面 (2)水平面 (3) 总弯矩4.4.3 按弯扭合成校核轴的强度从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面2、3是轴的两个危险截面。对现其进行校核。由1P362 表（15-1），得：由2P125 表（14-26），得： 由1P374 式（15-5）取，轴的计算应力为： 符合要求。4.5键联接强度校核4.5.1中间轴齿轮2的键联接的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L = 56mmk = 0.5h = 4mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取P=40MPaT = N.mp =P=40MPa 该键安全合格4.5.2中间轴齿轮3的键联接的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb =53 mmk = 0.5h =4 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取P=40MPaT = N.mp = P 该键安全合格五. 轴承计算校核5.1 减速器各轴所用轴承代号汇总普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。项目轴承型号外形尺寸（mm）计算系数基本额定负载（kN）dDBeY高速轴30307358021447175.2中间轴303063072190.311.959.0低速轴3031155120290.351.71525.2中间轴轴承寿命计算5.2.1 预期