二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

机械设计课程设计说明书设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器汽车学院院（系）车辆工程专业班级学号设计人指导教师虞红根完成日期2013年7 月23 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）750鼓轮的直径(mm) 350运输带速度V（m/s）0.8带速允许偏差（%） 5使用期限（年） 5工作制度（班/日） 2总体布置：二、传动方案的拟订及说明三、齿轮设计计算五．轴的结构设计计算（一）高速轴的结构设计1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1mmN1029.39Tmin/r960nkW95.3P3111⋅⨯===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 m95.30d1=则N93.2538N95.301029.392d2TF311t=⨯⨯==N28.953N''48'12cos14tan2093.2538costanFF ntr=︒︒⨯==βαN08.643N''48'12tan1493.2538tanFFta=︒⨯==β圆周力tF，径向力rF及轴向力aF的方向如图所示。

3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr调质处理。

根据资料1表15-3，取112A=，于是得mm95.1796095.3112nPAd3311min===轴上有一个键槽，轴径应增加5％所以mm85.18%595.1795.17dmin=⨯+=,圆整取mm20dmin=.输入轴的最小直径显然是安装联轴器直径d VII-VIII。

为了使所选的轴直径d VII-VIII与联轴器孔径相适应，故同时确定联轴器型号。

联轴器的计算转矩1TKTAca=，查表14-1，取5.1=AKmNTca⋅=⨯=935.5829.395.1。

按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5272-85，选用选取ML3型的梅花形弹性联轴器，其公称转矩为mN⋅90。

半联轴器的孔径mmd221=，半联轴器长度mmL52=，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL381=。

根据要求，进行结构设计，如图。

Ⅰ−Ⅱ段用滚动轴承7305AC，B=17mm，再加上封油盘的长度，取mmL26=I I-I，dⅠ−Ⅱ=25mm。

Ⅱ-ⅢI I I-I IL为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴肩的作用，齿轮轴的mmdf825.271=，故取=I I I-I IL mm9，=I I I-I Id mm27。

Ⅲ-Ⅳ段为齿轮轴，d f1=27.825mm，d a1=33.45mm，LⅢ−Ⅳ=30mmⅣ-Ⅴ根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，取L=69mm，考虑到右端轴承处的mmd25VV=I-，取mmd26VIV=-。

Ⅴ-Ⅵ段用滚动轴承7305AC，B=17mm，再加上封油盘的长度，取mmL27Ⅵ-Ⅴ=，dⅤ−Ⅵ=25mm。

Ⅵ-Ⅶ段为了轴承端盖的装拆方便的要求，故取mmLVII35VI=-，又因为VI-VII段还起轴肩的作用，故取dⅥ−Ⅶ=24mm。

VII-VIII段为最细段，和联轴器配合，所以取,36VIIIVmmL=-I Immd22VIIIV=-I I。

图中未标圆角处取mmd1=。

这样，即初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）键的选择根据《机械设计课程设计》表14-1查得Ⅶ-Ⅷ处的键的代号为键6×25GB1096-79（6×6×25）。

（二）中间轴的设计1．已知该轴的功率2P，转速2n，转矩2T2P=3.79KW，2n=179.44r/min ,2T=201.71310⨯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mmd05.1651=NdTFt23.244405.1651071.201223=⨯⨯==NFF ntr72.917costan==βαNFFta09.619tan==β该轴上小齿轮的分度圆直径为mm d 56.512=N dT F t 28.782456.511071.201223=⨯⨯==N F F ntr 80.2936cos tan ==βα N F F t a 29.1971tan ==β3、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112C =，于是得mm n P C d 96.3044.17979.311233min ==≥ 加装三个键最小轴径增加7%，为33.13mm 。

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7307C 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C12⨯22GB1096-79 安装小齿轮处的键型号为 键12⨯40GB1096-79 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。

Ⅰ-Ⅱ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7307C GB292-83。

轴承mm B 21=。

加上封油盘的长度，并使齿轮定位准确，取L Ⅰ−Ⅱ=44.5mmⅡ-Ⅲ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mmLIIIII24=-，mmd40=I I I-I I。

Ⅲ-Ⅳ齿轮右端采用轴环定位，故取dⅢ−Ⅳ=45mm，LⅢ−Ⅳ=12.5mm。

Ⅳ-Ⅴ为使小齿轮定位准确，取LⅣ−Ⅴ=49mm，dⅣ−Ⅴ=40mm Ⅴ-Ⅵ右端装轴承处V-VI段同I-II段结构相似，取mmd35VV=I-。

初步估计齿轮到箱体内壁距离和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取mmL42VV=I-。

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3T3P=3.64KW，3n=43.66 r/min ,3T=796.20×103N•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mmd44.2121=NdTFt76.749544.2121020.796223=⨯⨯==F r=F ttanαncosβ=2813.49NNFFta52.1888tan==β3、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mmnPCd93.4865.4364.311233min==≥。

安装三个键槽增大直径7％，得mmd35.52min=输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d I−II。

为了使所选的轴直径d I−II与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩T ca=K A T，查[1] 表14-1，考虑到转矩变化小，故取K A=1.3，则T ca=K A T=1.3×796.20=1035.06 N∙m按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，采用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N∙m，半联轴器孔径d1=55mm，故d I−II=55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。

查《机械设计课程设计》表15-6，选择轴承代号为7212C的角接触球轴承，尺寸外形为2211060⨯⨯=⨯⨯BDd4．轴的结构设计安装大齿轮的键型号为键C20⨯36GB1096-97安装联轴器处的键为键16⨯70GB1096-97轴上零件装配方案和尺寸如图如图。

由联轴器选择所知，轴最细处为I-II段，装半联轴器，选取mmd55=I I-I，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mmL82=I I-I。

为了轴承端盖的装拆方便，故取mmL40=I I I-I I，又因为II-III段还起轴肩的作用，故取mmd58=I I I-I I。

初步选定滚动轴承，选取7212C，故mmddVIII60VV==-I II-I I I，又因为轴承mmB22=，加上封油盘的长度，故取mmL33V=I-I I I。

IV-V段起左端轴承的轴肩作用，取mmd72VV=-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mmL5.41VV=-I，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度dh07.0>，故取mmh5=，则轴环处的直径mmd77VV=I-，轴环宽度hb4.1≥，取mmL10VV=I-。

VI-VII段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为mmB45=，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mmL44VV=I I-I，d VI−VII=70mm。

初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取mm L 5.45V V =I I I -I I 。

d VII−VIII =60mm图中未标圆角处取mm r 2=。

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:N d T F t 93.25382111==N F F ntr 28.953cos tan ==βα N F F t a 08.643tan ==β水平面上受力分析 L= 134.8mmMPaWTMca19.36)(232≈+=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-caσσ<，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。

②Ⅳ截面左侧3371.29641.0mmdW==MPaWTMPaWMmmNMmmdWTTbT63.626.2109.6304320.743149.98159.9842.59292.033====•=⨯-===τσ轴的材料为40Cr调质由《机械设计》（下同）表15-1查得：MPaMPaMPaB20035573511===--τσσ圆角r=1，rd=0.038，Dd=1.19。

有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：65.109.2==τσαα又由附图3-1查得：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:N d T F t 28.78242111==N F F nt r 80.2936cos tan 1==βαN F F t a 29.1971tan 1==βN d T F t 23.24442222==N F F nt r 72.917cos tan 2==βαN F F t a 09.619tan 2==βL=138.8][1-caσσ<，故安全。