机械设计课程设计_二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

机械设计课程设计费
机械设计
课程设计
设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器
机械学院机械专业
班级机械二班学号。

设计人段。

指导教师
完成日期2009年月日
一、设计任务书
（一）课程目的：
1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际
知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。

2、学习机械设计的一般方法。

通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。

进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。

（二）题目：
题目4. 设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。

设计基础数据如下：
工作情况载荷平稳
鼓轮的扭矩T（N•m）360
鼓轮的直径(mm) 300
运输带速度V（m/s）0.85
带速允许偏差（%） 5
使用期限（年） 5
工作制度（班/日） 2
总体布置：
设计任务
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二．传动方案的拟订及说明
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设计计算：
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三：齿轮设计计算
（一）高速级齿轮的设计
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mm c h m d d a n f 05.715.25.23.77)(211=⨯-=+-= mm c h m d d a n f 85.3335.25.21.340)(222=⨯-=+-=
mm d a 1.3452=mm d f 05.711=mm d f 85.3332=
五． 轴的结构设计计算
为使中间轴所受的轴向力小，则中间轴的两个齿轮的旋向和 各轴的受力如图：
高速轴 中间轴
低速轴
（一）高速轴的结构设计
1、求输入轴上的功率P 1、转速n 1和转矩T 1
mm N 43770T min /r 960n kW 4.4P 111⋅===
2、求作用在齿轮上的力
因已知高速级小齿轮的分度圆直径为m m 5.49d 1= 则N 48.1768N 5
.4943770
2d 2T F 11t =⨯==
N 06.662N '
'10'32cos13tan2048.1768cos tan F F n t
r =︒︒
⨯==βα N 75.425N ''10'32tan1306.662tan F F t a =︒⨯==β
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（3）键的选择
根据《机械设计课程设计》表14-1查得VII-VII 处的键的代号为
键C8×32GB1096-79（8×7×32）。

（二）中间轴的设计
1．已知该轴的功率2P ，转速2n ，转矩2T
2P =4.225KW ， 2n =198.75r/min , 2T =2.03015
10⨯N •mm ， 2. 求作用在齿轮上的力
已知该轴上大齿轮的分度圆直径为mm d 1.2391=
N d
T F t 1.16981
.239203010
22=⨯=
=
N F F n
t
r 7.635cos tan ==β
α N F F t a 8.408tan ==β
该轴上小齿轮的分度圆直径为mm d 3.772=
N d
T F t 52.52523
.77203010
22=⨯=
=
N F F n
t
r 13.1973cos tan ==β
α N F F t a 48.1341tan ==β
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3、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为40cr 调质处理。

根据表15-3，取105c =，于是得
mm n P C d 03.3175
.198225.411233
min ==≥ 中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7307AC 取d=35mm ，尺寸外形为 d D B ⨯⨯=35mm ×80mm ×21mm,其余尺寸见图。

4．轴的结构设计
安装大齿轮处的键型号为 键10⨯36GB1096-79 安装小齿轮处的键型号为 键10⨯70GB1096-79 轴上零件装配方案和尺寸如图
根据要求，进行结构设计，如图。

轴最细处为I-II 段，装滚动轴承，选取mm d 35=I I -I ，轴承型号7207C BG292-83。

轴承mm B 17=。

为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mm L III II 84=-，
mm d 37=I I I -I I 。

齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 4=。

右端装轴承处V-VI 段同I-II 段结构相似，取mm d 35V V =I -。

初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度，油沟宽度等距离，取
mm L 26V V =I -。

图中未标圆角处取mm r 6.1=，与滚动轴承配合处圆角mm r 1=α。

这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。

（三）低速轴的设计
1．已知该轴的功率3P ，转速3n ，转矩3T
3P =4.06KW ， 3n =45.28/ r/min , 3T =N •mm ， 2. 求作用在齿轮上的力
已知该轴上齿轮的分度圆直径为mm d 1.3401=
N d
T F t 52.50351
.340856290
22=⨯=
=
N F F n
t
r 61.1891cos tan ==β
α N F F t a 06.1286tan ==β
3、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢调质处理。

根据表15-3，取112c =，于是得
mm n P C d 129.5028
.4506.411233
min ==≥。

安装两个键槽增大直径7％，得mm d 64.53min = 取mm d 54min =
此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径，选取联轴器（同前面的方
法一样）的型号为HL5的弹性柱销联轴器（HL5联轴器55×142GB5014-85），主动端d=55mm,长L=142mm ，与联轴器配合处轴长L1=107mm 。

查《机械设计课程设计》表15-6，选择轴承代号为7211C 的深沟球轴承，尺寸外形为 2110055⨯⨯=⨯⨯B D d
4．轴的结构设计
安装大齿轮的键型号为 键18⨯65GB1096-97
安装联轴器处的键为 键16⨯125GB1096-97 轴上零件装配方案和尺寸如图
如图。

由之前联轴器选择所知，轴最细处为I-II 段，装半联轴器，选取
mm d 54=I I -I ，半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 1421=，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I-II 段的长度应比1L 略短一些，现取
mm L 142=I I -I 。

初步选定滚动轴承，选取7212C ，故mm d d V 55V V ==I I -I I I -I I I ，又
因为轴承mm B 22=，为了使轴承端盖更可靠地压紧轴承，此轴段应略短于B ，故取
mm L 21V =I -I I I 。

为了轴承端盖的装拆方便，故取mm L 49V V =I I I -I I ，又因为VII-VIII
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段还起轴肩的作用，故取mm d 58V V =I I I -I I 。

IV-V 段起左端轴承的轴肩作用，顾取
mm d 67V V =-I 。

VI-VII 段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为mm b 80=，
为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mm L 80V V =I I -I ，
mm d 65V V =I I -I 。

齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 5=，则
轴环处的直径mm d 70V V =I -，轴环宽度h b 4.1≥，取mm L 10V V =I -。

初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度，油沟宽度等距离，取mm L 34V V =I I I -I I 。

因为要和低速级小齿轮相精确啮合，由中速轴的结构设计可确定mm L 63V V =-I ，
mm d 67V V =-I 。

图中未标圆角处取mm r 2=，与滚动轴承配合处圆角mm r 6.1=α。

这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。

五.轴、轴承、键的校核
（一）各轴上的载荷
1.高速轴的校核 1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩
受力如图:
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2）.弯扭合成校核轴的强度
根据轴的弯扭合成条件，取0.6α=,
333.103821.0mm d W ==
轴的计算应力为
MPa W
T M ca 77.6)(2
32≈+=
ασ
轴的材料为40cr ，调质处理。

由<机械设计>表15-1查得70MPa ][1-=σ。

因此][1-ca σσ<，故安全。

3）精确校核轴的疲劳强度
① 确定危险截面
由图可知Ⅳ截面弯矩较大，仅次于III ，且Ⅳ截面受扭，III 截面不受扭，故确定Ⅳ截面为危险截面。

② Ⅳ截面左侧
3374.121281.0mm d W ==
弯矩M
mm
N M H ⋅=57.65482
mm
N M mm N M V V ⋅=⋅=15.2542184.1488321
总弯矩
mm N M mm N M ⋅=⋅=87.7024378.6715221
扭矩T
m N T ⋅=43.77
25/ 47
3
1.025
.02-31-33215.21-1
k K 822.21-1
k K 1q ===+=
=+==τστ
ττ
τσ
σ
σ
σφφβεβε章得：章、又由β
65
.1146
.111
1
=+==+=--m
a m
a K S K S τϕττσϕσστττσσσ
5.1169.82
2
=>>=+=
S S S S S S CA τ
στσ
因此该截面的强度是足够的。

2.中间轴的校核
1），中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩 受力如图:
M H
高速轴强度
满足要求
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将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：
2）.弯扭合成校核轴的强度
根据轴的弯扭合成条件，取0.6α=,
333.50651.0mm d W ==
轴的计算应力为
MPa W
T M ca 072.33)(2
32≈+=
ασ
轴的材料为40cr ，调质处理。

由<机械设计>表15-1查得70MPa ][1-=σ。

因此][1-ca σσ<，故安全。

3）精确校核轴的疲劳强度
① 确定危险截面
由图可知III 截面弯矩较大，且III 面受扭，II 截面不受扭，故确定III 截面为危险截面。

② Ⅳ截面左侧
333.50651.0mm d W ==
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
1NH F =2466.29N 2NH F =4484.35N
N F NV 85.3731=
N F NV 99.22342=
弯矩M
mm N M H ⋅=84.151676
mm
N M mm N M V V ⋅=⋅=31.71117075.2224421
总弯矩
mm
N M mm N M ⋅=⋅=75.167521153299.2621
扭矩T
m N T ⋅=01.032
29/ 47
31 / 47
5.184.102
2
=>>=+=
S S S S S S CA τ
στσ
因此该截面的强度是足够的。

2.低速轴的校核
1），低速轴的弯扭组合强度的校核分析低速轴所受的力及弯扭矩
受力如图:
M H M V M
T
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将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：
2）.弯扭合成校核轴的强度
根据轴的弯扭合成条件，取0.6α=,
335.274621.0mm d W ==
轴的计算应力为
MPa W
T M ca 61.9)(2
32≈+=
ασ
轴的材料为40cr ，调质处理。

由<机械设计>表15-1查得70MPa ][1-=σ。

因此][1-ca σσ<，故安全。

3）精确校核轴的疲劳强度
① 确定危险截面
由图可知III 截面弯矩较大，且III 截面受扭，II 截面不受扭，故确定II 截面为危险截面。

② III 截面左侧
335.274621.0mm d W ==
MPa
W T MPa w M
mm d W T
T b T 59.1561.9549252.033====
==τσ
轴的材料为40Cr 调质由《机械设计》（下同）表15-1查得：
扭矩T
m N T ⋅=29.856
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37/ 47
39/ 47
41/ 47
43/ 47
45/ 47。