展开式二级圆柱齿轮减速器设计【F=1.8 V=0.8 D=420】
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F=1.8
V=0.8
D=420
展开式二级圆柱齿轮减速器设计【F=1.8
V=0.8
D=420】
展开式
二级
圆柱齿轮
减速器
设计
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机械设计课程设计 说明书 设计课题： 二级斜齿圆柱减速器设计 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 设计时间： 工程技术学院 二级斜齿圆柱减速器设计 课程设计任务书姓 名： 专 业： 班 级： 指导教师： 职 称：课程设计题目：带式输送机传动装置（展开式二级斜齿轮减速器）已知技术参数和设计要求：输送带的拉力F(KN)：2.8KN；滚筒直径D（mm）：300mm；带速V（m/s）：0.8m/s；该装置连续单向传送，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度，输送带速度允许误差5%。两班制，工作寿命8年（设每年工作300天），四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。所需仪器设备：支持AutoCAD2007的计算机成果验收形式：课程设计答辩参考文献:濮良贵, 纪名刚. 机械设计. 第八版. 高等教育出版社. 2006. 吴宗泽， 罗圣国. 机械设计课程设计手册. 第三版. 高等教育出版社. 2006.时间安排第一阶段，总体计算和传动件的参数计算；第二阶段，轴与轴系零件的设计；第三阶段，轴、轴系、联轴器、键的校核；第四阶段，零件图、装配图的绘制。指导教师： 教研室主任： 年 月 日工程技术学院 二级斜齿减速器 课程设计成绩评定表专业： 班级： 学号： 姓名： 课题名称二级展开式圆柱斜齿轮减速器 设计任务与要求设计任务：1.减速器装配图一张； 2.零件工作图2张( 齿轮和轴,同组的同学不能画相同的零件)； 3.设计计算说明书一份 4. 机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。设计要求：1、综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力。 2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。 3、进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、使用技术资料）。指导教师评语 建议成绩： 指导教师：课程小组评定评定成绩： 课程负责人： 年 月 日目 录一、设计任务书.2二、电动机的选择.5三、计算传动装置的运动和动力参数.7四、带的设计计算.9五、传动件设计计算（齿轮）11六、轴的设计.25七、轴承的校核计算.34八、键的选择校核.36九、箱体及其附件的结构设计.38十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.41十一、设计总结.42十二、参考资料.44目 录一、设计任务书.2二、电动机的选择.5三、计算传动装置的运动和动力参数.7四、带的设计计算.9五、传动件设计计算（齿轮）11六、轴的设计.25七、轴承的校核计算.34八、键的选择校核.36九、箱体及其附件的结构设计.38十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.41十一、设计总结.42十二、参考资料.44 （ 注：内容用四号宋体） 计算机说明结果 第一部分 设计任务书一、 设计任务书1，技术参数：运输带拉力F： 1.8kN卷筒转速n：0.8r/s卷筒直径D：420 mm2，工作条件：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为5%，两班制，工作年限8年（每年300个工作日）。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。设计方案： 第二部分 电动机的选择电动机的选择:选择依据：功率P、转速n1、确定运输机功率 （1）传送带处的功率 KW 已知：输送带工作拉力：F=2.8KN 工作速度：V=0.8m/s（2） 确定电动机额定功率电动机所需功率：总效率：由机械设计课程设计手册17查得：8级精度齿轮传动效率1=0.97 V带传动效率2=0.96 低速机联轴器效率 3=0.98 一轴、二轴、三轴轴承（滚动轴承）效率4=0.99 卷筒传递效率5=0.96 由134得： 由131得：w2确定电动机的转速工作机的转速由 已知：V输送带带速（V=0.8m/s） D卷筒直径（D=300mm）计算得： =50.96r/min 电动机的转速：其中：二级减速器（840） 皮带（24）则：（16160） （815.368153.6）r/min根据电动机所需功率：kw、 （815.368153.6）r/min由机械设计课程设计手册表12-1Y系列（IP44）电动机的技术数据，选定电动机型号为Y100L2S-4，技术数据如下：额定功率： 满载转速：nm=1430 r/min同步转速：n=1500 r/min 第二部分 计算传动装置的运动和动力参数一、 传动比的分配分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。 =其中： 皮带传动比 已知：nm=1430 r/min n=50.96 r/min 则：由设计手册推荐：展开式二级圆柱齿轮减速器， 取：=1.4，=3则：=3.618，=2.584 二、 计算传动装置的运动和动力参数即计算各轴的转速、转矩和功率（1） 各轴转速： 一轴：r/min 二轴：r/min 三轴：r/min（2） 各轴输入功率： 一轴：kw 二轴：kw 三轴：kw（3） 各轴扭矩： =18.7 一轴： 二轴： 三轴： 运动和动力参数的计算数值列表如下：轴号功率P扭矩T转速n电动机轴318.71430I轴2.68853850476.67II住2.58187000131.75III轴2.4846448050.99第四部分 带的设计计算一、已知电动机的功率P=3kw，转速n=1430r/min，带传动比=3,每天工作16h。1、 确定计算功率 由机械设计表8-7查得，故 kw2、 选择V带类型 根据和n，由图8-11选用A型带。3、 确定带轮的基准直径，并验算带速v 由机械设计表8-6和表8-8取小带轮的基准直径=90mm，验算带速 v=6.74m/s因为5m/s V 30m/s，故带速合适计算大带轮直径 =270mm根据表8-8，取=280mm4、 确定V带的中心距和基准长度 因为 0.7（+） 8、 计算压轴力 压轴力的最小值 =第五部分 传动件齿轮的设计计算1、 高速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择 因传动功率不大，转速不高，均用软齿面，齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。两班制，使用年限为8年（每年按300天算）。 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。2、设计计算（1）设计准则：按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面疲劳强度计算： 由机械设计中 式10-21： （3） 初定齿数比u和大小齿数以及螺旋角 初定齿数比 根据已知：， 选小齿轮的齿数为 24，则大齿轮齿数为 =422=76，初选螺旋角。（4） 确定公式中的各计算数值 (a)初选载荷系数; (b)计算小齿轮传递的扭矩：=54000Nmm(c)已知 ，=76 由机械设计P215图10-26查得：=0.78， =0.87 得：=+=1.65(d)由机械设计P217图10-30查得：区域系数 (e)由机械设计P205表10-7查得：齿宽系数 (f)由机械设计P201表10-6查得：材料弹性影响系数(g)由机械设计P209图10-21d查得：按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 (h)由机械设计P206式10-13计算应力循环次数N： (i)由机械设计P207图10-19取解除疲劳系数： ， (j)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 由机械设计P205式10-12得： 则许用应力 （5） 计算(a)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =44.4mm(b)计算圆周速度 (c)计算齿宽 =44.4mm(d)计算齿宽与齿高之比 模数 1.8mm 齿高 =4.04mm 10.99(e)计算纵向重合度 =1.903(f)计算载荷系数K 根据v=1.11m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数1.08=vK 小齿轮相对于支撑非对称布置时，齿向载荷分布系数 ，由表10-2查得：使用系数 由机械设计P198图10-13查得：6.1=bFK 由机械设计P195表10-3查得： 故载荷系数 2.41=baFFVAKKKKK (g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a (h)计算模数 （3） 按齿根弯曲强度计算 由式10-17： 1)确定计算参数 (a计算载荷系数 2.66 (b)根据纵向重合度 由图10-28查得； 螺旋角影响系数 (c)计算当量齿数 26.27 95.24 (d)查取齿形系数 由表10-5查得：2.65，2.206 (e)查取应力校正系数 由表10-5查得;1.58 , 1.777 (f)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 (g)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 0.85， (h)计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计P205式10-13得： 364.29MPa 282.86MPa (i)计算大小齿轮的，并加以比较，取其较大值计算模数 0.01149359， 0.01385867 比较之后取 （2） 设计计算 法向模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，即，已可以满足弯曲强度，但是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mm。来计算应有模数，于是有：24.7。 取，则。 4）几何尺寸计算 (a)计算中心距 , 将中心圆整为119mm. (b)按圆整后的中心距修正螺旋角 因角变化不大，故参数、等不必修正。 (c)计算大、小齿轮的分度圆直径 51.7mm 186.2mm (d)计算齿轮宽度 51.7mm 根据机械设计p205，将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。 则：mm， mm。2、 低速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择 因传动功率不大，转速不高，均用软齿面，齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。两班制，使用年限为8年（每年按300天算）。 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。2、设计计算（1）设计准则：按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面疲劳强度计算： 由机械设计中P218式10-21： （3）初定齿数比u和大小齿数以及螺旋角 初定齿数比 根据已知：， 选小齿轮的齿数为 ，则大齿轮齿数为 =2.58424=62，初选螺旋角。（4）确定公式中的各计算数值 (a)初选载荷系数; (b)计算小齿轮传递的扭矩：=187000Nmm(c)已知 ，=62 由机械设计P215图10-26查得：=0.78， =0.85 得：=+=1.63(d)由机械设计P217图10-30查得：区域系数 (e)由机械设计P205表10-7查得：齿宽系数 (f)由机械设计P201表10-6查得：材料弹性影响系数(g)由机械设计P209图10-21d查得：按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 (h)由机械设计P206式10-13计算应力循环次数N： (i)由机械设计P207图10-19取解除疲劳系数： ， (j)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 由机械设计P205式10-12得： 则许用应力 （6） 计算(a)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =68.75mm(b)计算圆周速度 (c)计算齿宽 =68.75mm(d)计算齿宽与齿高之比 模数 =2.78 齿高 =6.25mm 11(e)计算纵向重合度 =1.903(f)计算载荷系数K 根据v=0.47m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数1.03=vK 小齿轮相对于支撑非对称布置时，齿向载荷分布系数 ，由表10-2查得：使用系数 由机械设计P198图10-13查得：6.1=bFK 由机械设计P195表10-3查得： 故载荷系数 2.31=baFFVAKKKKK (g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a (h)计算模数 （4） 按齿根弯曲强度计算 由式10-17： 1)确定计算参数 (a计算载荷系数 2.54 (b)根据纵向重合度 由图10-28查得； 螺旋角影响系数 (c)计算当量齿数 26.27 67.87 (d)查取齿形系数 由表10-5查得：2.65，2.272 (e)查取应力校正系数 由表10-5查得;1.58 , 1.734 (f)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 (g)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 0.88， (h)计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计P205式10-13得： 377.14MPa 289.29MPa (i)计算大小齿轮的，并加以比较，取其较大值计算模数 0.011102， 0.013618 比较之后取 （3） 设计计算 法向模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，即，已可以满足弯曲强度，但是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mm。来计算应有模数，于是有：30.16。 取，则。 4）几何尺寸计算 (a)计算中心距 , 将中心圆整为139mm. (b)按圆整后的中心距修正螺旋角 因角变化不大，故参数、等不必修正。 (c)计算大、小齿轮的分度圆直径 77.2mm 226.68mm (d)计算齿轮宽度 77.2mm 根据机械设计p205，将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。 则：mm， mm。第六部分 轴的设计1、 高速级轴的设计与校核 1、已知轴I传递效率，转速，转矩 =2.688kw， =476.67r/min =53854Nmm 2、求作用在齿轮I上的力： 齿轮I的分度圆直径=51.7mm 2083N 784.3N 550.44N 3、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取 20.83mm 轴上开一个键槽，轴径增大6%。 19.94mm 4、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(3)初选深沟球轴承，其型号为6206，内径为30mm，基本尺寸为。(4)轴上零件的周向固定 带轮采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸 由机械设计表1-27，取轴端倒角为。根据以上数据画出轴的结构简图，如下:5、 求轴上载荷 已知： 083N， 784.3N， 550.44N。 设该轴齿轮轴的旋向式左旋。 ， 由材料力学知识得： 水平支反力：，。 垂直支反力 ， 合成弯矩： 6、按弯扭合成应力，由于扭转切应力为脉动循环应力（P373）。取，计算轴的应力: 8.02MPa 前方已选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，由于，故安全。二、中间轴的设计与校核 1、已知轴I传递效率，转速，转矩 =2.58kw， =131.75 r/min =187000 Nm 2、求作用在齿轮上的力： 高速大齿轮的分度圆直径=186.2mm，低速小齿轮分度圆直径=77.2mm 2008.593N 756.15N 530.693N 4844.56N 1815.68N 1189.85N 3、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取 30.19mm 轴上开两个键槽，轴径增大10%。 35.235mm 4、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(3)初选深沟球轴承，其型号为6207，内径为35mm，基本尺寸为。(4)轴上零件的周向固定 齿轮1采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长。齿轮2采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长(6) 确定轴上圆角和倒角尺寸 由机械设计表1-27，取轴端倒角为。根据以上数据画出轴的结构简图，如下:6、 求轴上载荷 已知： 2008.593N, 756.15N,530.693N 4844.56N, 1815.68N,1189.85N ， 由材料力学知识得： 水平支反力：，。 垂直支反力：， , 合成弯矩： 处理，由表15-1查得，由于，故安全。三、低速级轴的设计与校核 1、已知轴I传递效率，转速，转矩 =2.48kw， =50.99r/min =464480Nmm 2、求作用在齿轮上的力： 齿轮的分度圆直径=200.8mm 4626.295N 1733.88N 1136.24N 3、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取 40.88mm 因为输出轴最小直径安装在联轴器处，应选与联轴器孔相适应，故需选出联轴器的型号：联轴器的计算转矩,查表14-1，取故 =629.65Nm按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT8型弹性套柱销联轴器，半联轴器孔径d=40mm，轴管长=84mm 4、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(3)初选深沟球轴承，其型号为6209，内径为45mm，基本尺寸为。(4)轴上零件的周向固定 齿轮采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长。(7) 确定轴上圆角和倒角尺寸 由机械设计表1-27，取轴端倒角为。根据以上数据画出轴的结构简图，如下:7、 求轴上载荷 已知： 4626.295N， 1733.88N， 1136.24N。 ， 由材料力学知识得： 水平支反力：，。 垂直支反力：， 合成弯矩： 6、按弯扭合成应力，由于扭转切应力为脉动循环应力（P373）。取，计算轴的应力: 17.6MPa前方已选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，由于，故安全。第七部分 轴承的选择及校核1、 高速轴轴承的选择及校核 1、选用深沟球轴承6206，查机械设计课程设计手册，P64得基本额定动载荷 2、轴承的径向力计算： 轴承1 1217.97N 轴承2 1792.391N 因为 ，以轴承2为校核对象 Pr=1972.391N 由于课程要求四年一次大修，故寿命要求符合条件，所选轴承合适。2、 中间轴轴承的选择及校核 1、选用深沟球轴承6207，查机械设计课程设计手册，P64得基本额定动载荷 2、轴承的径向力计算： 轴承1 3268.182N 轴承2 3758.825N 因为 ，以轴承1为校核对象 Pr=3171.84N 由于课程要求四年一次大修，故寿命要求符合条件，所选轴承合适。第八部分 键的选择与校核1、 高速轴上键的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。2、 中间轴上键的选择与校核 1、键1的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。 2、键2的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。3、 低速轴上键的选择与校核 1、键1的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。 2、键2的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。第九部分 箱体及附件设计的设计一、箱体设计减速器箱体的主要结构尺寸名称符号计算公式数据箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径M15盖与座连接螺栓直径M12连接螺栓的间距175轴承端盖螺钉直径M10视孔盖螺钉直径M8定位销直径10至外箱壁距离见表11-216至凸缘边缘距离见表11-214轴承旁凸台半径凸台高度根据低速级轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面距离12大齿轮顶圆与内箱壁距离12齿轮端面与内箱壁距离22箱盖、箱座肋厚139轴承端盖外径108轴承旁连接螺栓距离尽量靠近，一般取108铸造过渡尺寸见表1-382注：1、多级传动时，a取低速级中心距；2、焊接箱体的箱壁厚度约为铸造箱体壁厚的0.70.8倍。二、视孔和视孔盖视孔用于检查传动件的齿和情况，润滑状态，接触斑点及齿侧间隙，还用于注入润滑油。视孔盖可用于轧制钢板或铸铁制成，它和箱体之间应加低质密封垫圈，以防止漏油。由设计手册查得：（P161），。盖厚，8孔，。三、通气孔 通气孔用于通气，使箱内外气压一致，已避免由于减速器运转时箱体内气压升高，内压增大，从而引起箱内润滑油的渗漏。通常在箱体顶部装设通气器。由机械设计手册表11-5查得：取，四、放油螺塞为了排出污油和清洁剂，应在箱体底部，油池的最低位置处于侵放油孔。放油螺塞和箱体接合间应加防漏油的垫圈。由设计手册查得：d五、油面指示器（油标） 油面指示器用来检查减速器内油池油面的高低，以保证油池内有适当的油量，一般在箱体便于观察，油面较稳定的部位。装设油面指示器。根据设计手册表7-10查得，选取杆式油标。参数如下：，。 第十部分 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 采用脂润滑，由设计手册表7-1选取：LCKC100工业闭式齿轮油（GB5903-1995），闪点不低于，毡圈密封。七、其它 第十一部分 设计小结本次课程设计是第一次大的比较系统的设计，通过半个多月的设计实践，巩固了所学的专业知识，在设计的过程中，首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动轴箱体等主要零件进行了设计。零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。另外，设计不是单方面的，而是各方面知识综合的结果。从整个设计的过程来看，存在着一定的不足。像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大。相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。诸多不足之处，恳请老师批评指正。 第十二部分 参考资料濮良贵, 纪名刚. 机械设计. 第八版. 高等教育出版社. 2006.吴宗泽， 罗圣国. 机械设计课程设计手册. 第三版. 高等教育出版社. 2006.孙恒，陈作模，葛文杰主编，机械原理.第七版.高等教育储备内设.2006王伯平主编，互换性测量技术基础，第二版.机械工业出版社.2009kwkw=50.96 r/min（16160）（815.368153.6）r/minnm=1430 r/minn=1500 r/minkw=28mm=1600mm =500 mmZ=3=76=44.4mm=1.8=4.0410.99 2.6626.2795.24364.29M Pa=282.86M Pammmm51.7mmmm mm=62=187000 Nmm=1.63=598MPa558MPa=578MPa68.75mm=2.78 6.25mm 11K=2.312.5426.2767.87 377.14MPa 289.29MPammmm mm目 录一、设计任务书.2二、电动机的选择.5三、计算传动装置的运动和动力参数.7四、带的设计计算.9五、传动件设计计算（齿轮）11六、轴的设计.25七、轴承的校核计算.34八、键的选择校核.36九、箱体及其附件的结构设计.38十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.41十一、设计总结.42十二、参考资料.44 （ 注：内容用四号宋体） 计算机说明结果 第一部分 设计任务书一、 设计任务书1，技术参数：运输带拉力F： 1.8kN卷筒转速n：0.8r/s卷筒直径D：420 mm2，工作条件：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为5%，两班制，工作年限8年（每年300个工作日）。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。设计方案： 第二部分 电动机的选择电动机的选择:选择依据：功率P、转速n1、确定运输机功率 （1）传送带处的功率 KW 已知：输送带工作拉力：F=2.8KN 工作速度：V=0.8m/s（2） 确定电动机额定功率电动机所需功率：总效率：由机械设计课程设计手册17查得：8级精度齿轮传动效率1=0.97 V带传动效率2=0.96 低速机联轴器效率 3=0.98 一轴、二轴、三轴轴承（滚动轴承）效率4=0.99 卷筒传递效率5=0.96 由134得： 由131得：w2确定电动机的转速工作机的转速由 已知：V输送带带速（V=0.8m/s） D卷筒直径（D=300mm）计算得： =50.96r/min 电动机的转速：其中：二级减速器（840） 皮带（24）则：（16160） （815.368153.6）r/min根据电动机所需功率：kw、 （815.368153.6）r/min由机械设计课程设计手册表12-1Y系列（IP44）电动机的技术数据，选定电动机型号为Y100L2S-4，技术数据如下：额定功率： 满载转速：nm=1430 r/min同步转速：n=1500 r/min 第二部分 计算传动装置的运动和动力参数一、 传动比的分配分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。 =其中： 皮带传动比 已知：nm=1430 r/min n=50.96 r/min 则：由设计手册推荐：展开式二级圆柱齿轮减速器， 取：=1.4，=3则：=3.618，=2.584 二、 计算传动装置的运动和动力参数即计算各轴的转速、转矩和功率（1） 各轴转速： 一轴：r/min 二轴：r/min 三轴：r/min（2） 各轴输入功率： 一轴：kw 二轴：kw 三轴：kw（3） 各轴扭矩： =18.7 一轴： 二轴： 三轴： 运动和动力参数的计算数值列表如下：轴号功率P扭矩T转速n电动机轴318.71430I轴2.68853850476.67II住2.58187000131.75III轴2.4846448050.99第四部分 带的设计计算一、已知电动机的功率P=3kw，转速n=1430r/min，带传动比=3,每天工作16h。1、 确定计算功率 由机械设计表8-7查得，故 kw2、 选择V带类型 根据和n，由图8-11选用A型带。3、 确定带轮的基准直径，并验算带速v 由机械设计表8-6和表8-8取小带轮的基准直径=90mm，验算带速 v=6.74m/s因为5m/s V 30m/s，故带速合适计算大带轮直径 =270mm根据表8-8，取=280mm4、 确定V带的中心距和基准长度 因为 0.7（+） 8、 计算压轴力 压轴力的最小值 =第五部分 传动件齿轮的设计计算1、 高速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择 因传动功率不大，转速不高，均用软齿面，齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。两班制，使用年限为8年（每年按300天算）。 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。2、设计计算（1）设计准则：按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面疲劳强度计算： 由机械设计中 式10-21： （3） 初定齿数比u和大小齿数以及螺旋角 初定齿数比 根据已知：， 选小齿轮的齿数为 24，则大齿轮齿数为 =422=76，初选螺旋角。（4） 确定公式中的各计算数值 (a)初选载荷系数; (b)计算小齿轮传递的扭矩：=54000Nmm(c)已知 ，=76 由机械设计P215图10-26查得：=0.78， =0.87 得：=+=1.65(d)由机械设计P217图10-30查得：区域系数 (e)由机械设计P205表10-7查得：齿宽系数 (f)由机械设计P201表10-6查得：材料弹性影响系数(g)由机械设计P209图10-21d查得：按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 (h)由机械设计P206式10-13计算应力循环次数N： (i)由机械设计P207图10-19取解除疲劳系数： ， (j)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 由机械设计P205式10-12得： 则许用应力 （5） 计算(a)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =44.4mm(b)计算圆周速度 (c)计算齿宽 =44.4mm(d)计算齿宽与齿高之比 模数 1.8mm 齿高 =4.04mm 10.99(e)计算纵向重合度 =1.903(f)计算载荷系数K 根据v=1.11m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数1.08=vK 小齿轮相对于支撑非对称布置时，齿向载荷分布系数 ，由表10-2查得：使用系数 由机械设计P198图10-13查得：6.1=bFK 由机械设计P195表10-3查得： 故载荷系数 2.41=baFFVAKKKKK (g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a (h)计算模数 （3） 按齿根弯曲强度计算 由式10-17： 1)确定计算参数 (a计算载荷系数 2.66 (b)根据纵向重合度 由图10-28查得； 螺旋角影响系数 (c)计算当量齿数 26.27 95.24 (d)查取齿形系数 由表10-5查得：2.65，2.206 (e)查取应力校正系数 由表10-5查得;1.58 , 1.777 (f)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 (g)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 0.85， (h)计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计P205式10-13得： 364.29MPa 282.86MPa (i)计算大小齿轮的，并加以比较，取其较大值计算模数 0.01149359， 0.01385867 比较之后取 （2） 设计计算 法向模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，即，已可以满足弯曲强度，但是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mm。来计算应有模数，于是有：24.7。 取，则。 4）几何尺寸计算 (a)计算中心距 , 将中心圆整为119mm. (b)按圆整后的中心距修正螺旋角 因角变化不大，故参数、等不必修正。 (c)计算大、小齿轮的分度圆直径 51.7mm 186.2mm (d)计算齿轮宽度 51.7mm 根据机械设计p205，将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。 则：mm， mm。2、 低速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择 因传动功率不大，转速不高，均用软齿面，齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。两班制，使用年限为8年（每年按300天算）。 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。2、设计计算（1）设计准则：按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面疲劳强度计算： 由机械设计中P218式10-21： （3）初定齿数比u和大小齿数以及螺旋角 初定齿数比 根据已知：， 选小齿轮的齿数为 ，则大齿轮齿数为 =2.58424=62，初选螺旋角。（4）确定公式中的各计算数值 (a)初选载荷系数; (b)计算小齿轮传递的扭矩：=187000Nmm(c)已知 ，=62 由机械设计P215图10-26查得：=0.78， =0.85 得：=+=1.63(d)由机械设计P217图10-30查得：区域系数 (e)由机械设计P205表10-7查得：齿宽系数 (f)由机械设计P201表10-6查得：材料弹性影响系数(g)由机械设计P209图10-21d查得：按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 (h)由机械设计P206式10-13计算应力循环次数N： (i)由机械设计P207图10-19取解除疲劳系数： ， (j)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 由机械设计P205式10-12得： 则许用应力 （6） 计算(a)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =68.75mm(b)计算圆周速度 (c)计算齿宽 =68.75mm(d)计算齿宽与齿高之比 模数 =2.78 齿高 =6.25mm 11(e)计算纵向重合度 =1.903(f)计算载荷系数K 根据v=0.47m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数1.03=vK 小齿轮相对于支撑非对称布置时，齿向载荷分布系数 ，由表10-2查得：使用系数 由机械设计P198图10-13查得：6.1=bFK 由机械设计P195表10-3查得： 故载荷系数 2.31=baFFVAKKKKK (g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a (h)计算模数 （4） 按齿根弯曲强度计算 由式10-17： 1)确定计算参数 (a计算载荷系数 2.54 (b)根据纵向重合度 由图10-28查得； 螺旋角影响系数 (c)计算当量齿数 26.27 67.87 (d)查取齿形系数 由表10-5查得：2.65，2.272 (e)查取应力校正系数 由表10-5查得;1.58 , 1.734 (f)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 (g)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 0.88， (h)计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计P205式10-13得： 377.14MPa 289.29MPa (i)计算大小齿轮的，并加以比较，取其较大值计算模数 0.011102， 0.013618 比较之后取 （3） 设计计算 法向模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，即，已可以满足弯曲强度，但是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mm。来计算应有模数，于是有：30.16。 取，则。 4）几何尺寸计算 (a)计算中心距 , 将中心圆整为139mm. (b)按圆整后的中心距修正螺旋角 因角变化不大，故参数、等不必修正。 (c)计算大、小齿轮的分度圆直径 77.2mm 226.68mm (d)计算齿轮宽度 77.2mm 根据机械设计p205，将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。 则：mm， mm。第六部分 轴的设计1、 高速级轴的设计与校核 1、已知轴I传递效率，转速，转矩 =2.688kw， =476.67r/min =53854Nmm 2、求作用在齿轮I上的力： 齿轮I的分度圆直径=51.7mm 2083N 784.3N 550.44N 3、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取 20.83mm 轴上开一个键槽，轴径增大6%。 19.94mm 4、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(3)初选深沟球轴承，其型号为6206，内径为30mm，基本尺寸为。(4)轴上零件的周向固定 带轮采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸 由机械设计表1-27，取轴端倒角为。根据以上数据画出轴的结构简图，如下:5、 求轴上载荷 已知： 083N， 784.3N， 550.44N。 设该轴齿轮轴的旋向式左旋。 ， 由材料力学知识得： 水平支反力：，。 垂直支反力 ， 合成弯矩： 6、按弯扭合成应力，由于扭转切应力为脉动循环应力（P373）。取，计算轴的应力: 8.02MPa 前方已选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，由于，故安全。二、中间轴的设计与校核 1、已知轴I传递效率，转速，转矩 =2.58kw， =131.75 r/min =187000 Nm 2、求作用在齿轮上的力： 高速大齿轮的分度圆直径=186.2mm，低速小齿轮分度圆直径=77.2mm 2008.593N 756.15N 530.693N 4844.56N 1815.68N 1189.85N 3、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取 30.19mm 轴上开两个键槽，轴径增大10%。 35.235mm 4、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(3)初选深沟球轴承，其型号为6207，内径为35mm，基本尺寸为。(4)轴上零件的周向固定 齿轮1采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长。齿轮2采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长(6) 确定轴上圆角和倒角尺寸 由机械设计表1-27，取轴端倒角为。根据以上数据画出轴的结构简图，如下:6、 求轴上载荷 已知： 2008.593N, 756.15N,530.693N 4844.56N, 1815.68N,1189.85N ， 由材料力学知识得： 水平支反力：，。 垂直支反力：， , 合成弯矩： 处理，由表15-1查得，由于，故安全。三、低速级轴的设计与校核 1、已知轴I传递效率，转速，转矩 =2.48kw， =50.99r/min =464480Nmm 2、求作用在齿轮上的力： 齿轮的分度圆直径=200.8mm 4626.295N 1733.88N 1136.24N 3、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2初步估计轴的最小直径 选取材料为45钢，调制处理，根据表15-3（P370），取 40.88mm 因为输出轴最小直径安装在联轴器处，应选与联轴器孔相适应，故需选出联轴器的型号：联轴器的计算转矩,查表14-1，取故 =629.65Nm按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT8型弹性套柱销联轴器，半联轴器孔径d=40mm，轴管长=84mm 4、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(3)初选深沟球轴承，其型号为6209，内径为45mm，基本尺寸为。(4)轴上零件的周向固定 齿轮采用平键连接。由机械设计表6-1 查得平键截面，键长。(7) 确定轴上圆角和倒角尺寸 由机械设计表1-27，取轴端倒角为。根据以上数据画出轴的结构简图，如下:7、 求轴上载荷 已知： 4626.295N， 1733.88N， 1136.24N。 ， 由材料力学知识得： 水平支反力：，。 垂直支反力：， 合成弯矩： 6、按弯扭合成应力，由于扭转切应力为脉动循环应力（P373）。取，计算轴的应力: 17.6MPa前方已选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，由于，故安全。第七部分 轴承的选择及校核1、 高速轴轴承的选择及校核 1、选用深沟球轴承6206，查机械设计课程设计手册，P64得基本额定动载荷 2、轴承的径向力计算： 轴承1 1217.97N 轴承2 1792.391N 因为 ，以轴承2为校核对象 Pr=1972.391N 由于课程要求四年一次大修，故寿命要求符合条件，所选轴承合适。2、 中间轴轴承的选择及校核 1、选用深沟球轴承6207，查机械设计课程设计手册，P64得基本额定动载荷 2、轴承的径向力计算： 轴承1 3268.182N 轴承2 3758.825N 因为 ，以轴承1为校核对象 Pr=3171.84N 由于课程要求四年一次大修，故寿命要求符合条件，所选轴承合适。第八部分 键的选择与校核1、 高速轴上键的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。2、 中间轴上键的选择与校核 1、键1的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。 2、键2的选择与校核 选用普通圆头平键，根据，由表6-1得，键的尺寸：，键长。键的强度校核： 其中：，d轴的直径， L键的工作长度则：。键的材料为钢，查表6-2（P106），。由于，则键的强度足够。3、 低速轴上键的选择
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