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机械设计课程设计说明书设计题目：带式输送机二级圆柱齿轮减速器 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机械设计制造及其自动化114班 学生姓名： 王鑫 学 号： 5901111172 2014年1月14日 目录一 设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器2二 传动装置总体设计2三 选择电机2四 确定传动装置的总传动比和分配传动比3五 传动装置动力参数及运动参数3六 齿轮的设计41. 高速级52. 低速级93. 开式齿轮12七 轴的设计15八 输出轴的校核18九 轴承的校核23十 键的校核28十一润滑方式28十二联轴器的选择29十三减速器附件291、原始数据二、传动装置总体设计三、选择电机四、确定传动装置的总传动比和分配传动比五、传动装置动力参数及运动参数六、齿轮的设计高速级七、轴的设计八、轴的校核九、轴承的校核十、键的校核十一、润滑方式十二、联轴器的选择十三、减速器附件1 题目：用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器年限 10年工作班制 两班制载荷性质 轻微冲击生产批量 小批量滚筒圆周力 17000N带速 0.25m/s滚筒直径 450mm滚筒长度800mm允许误差5%2 传动装置总体设计1. 组成：电机、减速器、开始齿轮、工作机2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：减速器高速轴端通过弹性柱销联轴器与电机输出轴连接，低速轴端与滚筒通过联轴器与开始齿轮连接，达到减速传动的目的。4. 传动方案图示：12643VF51电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4卷筒5开式齿6运输带 3 选择电机1. 计算电机所需功率：8级精度啮合传动效率（内）0.97滚动轴承圆锥滚子轴承0.99联轴器效率 0.99滑动轴承一0.94外圆柱齿轮传动效率0.94滑动轴承二0.95故电机至工作机之间的传动装置的总效率： 2. 确定所需功率及转速：卷筒所需功率：所需电机功率：滚筒转速：对比如下两种电机，选择Y160M2-8更为合适Y160M2-8额定功率5.5转速720额定转矩2.0传动比60.3Y132M2-6额定功率5.5转速960额定转矩2.0传动比80.4四确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：取传动比之间的比值为1.2，则，=60，外齿轮传动比：，低速级传动比：高速级传动比：5 传动装置动力参数及运动参数0轴 电机轴：P0=Pr=5.5kw n0=720r/min T0=9550P0/n0=9550*5.5/720=72.95Nm1轴 减速器高速轴：P1=P0*联=5.445kw n1=n0=720r/min T1=9550P1/n1=337.66Nm2轴 减速器中间轴P2=P1*齿*承=5.445*0.97*0.99=5.229kw n2=n1/i12=720/4.69=153.52r/min154r/min T2=9550P2/n2=9550*5.229/154=324.27Nm3轴 减速器低速轴P3=P2*齿*承=5.445*0.97*0.99=5.02kw n3=n2/i23=154/3.91=39.38r/min39r/min T3=9550*P3/n3=9550*5.02/39=1229.26Nm4轴 输出轴P4=P3*承*联=5.02*0.94*0.99=4.67kw n4=n3=39r/min T4=9550*P4/n4=9550*4.67/39=1143.55Nm5轴 传动滚筒轴P5=P4*齿*承=4.67*0.94*0.95=4.17kw n5=n4/i45=11.94r/min12r/min T5=9550*P5/n5=9550*4.17/11.94=3318.625Nm故各轴运动及动力参数如下：轴序号功率kw转速r/min转矩Nm05.572072.9515.44572072.2225.229154324.2735.02391229.2644.67391143.5554.17123318.625传动形式传动比效率开式齿轮3,260.94齿轮传动3.910.97齿轮传动4.690.97联轴器10.996 齿轮的设计1. 高速级1) 选择材料及齿数： 高速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS，8级精度。小齿轮24齿，大齿轮齿数由传动比可知113，螺旋角14。2) 按齿面接触强度计算：1.试选Kt=1.3由图10-30及表10-6查得ZH=2.433. =0.656,由图1025d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ，应力循环次数(设每年工作300天），由图10-23得 KHN1=0.90，KHN2=0.93，取失效概率1%，安全系数S=1，有，取较小者=2.试算小齿轮分度圆直径：3.计算圆周速度：4.计算齿宽b与模数：5.计算载荷系数K： 使用系数，根据速度v=1.6m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数；查表10-3得齿间载荷分配系数；由表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，。 故动载系数按实际的载荷系数矫正所算得分度圆直径：1 计算模数：3) 按齿根弯曲强度设计：由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。=1-=0.778由图10-17查得齿形系数，；由图10-18查得应力修正系数，；由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，；由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳强度安全系数S=1.4，得，1 计算大小齿轮并加以比较： 大齿轮数值大。2 设计计算：；V=1.288；b=34.194；b/h=10.99。根据v=1.288,8级精度，由图10-8查得动载系数。查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4查得由式10-13可得对比计算结果，由于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，取可满足弯曲强度，同时为满足接触疲劳强度，取分度圆直径计算齿数。故，取，则；=1274) 几何尺寸计算：1 计算中心距：2 螺旋角：3 计算齿轮分度圆直径：计算齿轮宽度：，圆整后取B2=56mm，B1=63m名称代号小齿轮大齿轮中心距a158传动比i4.69模数m2.0齿数z27127分度圆直径d55.403260.60齿顶圆直径da59.403264.602. 低速级1) 选择材料及齿数： 高速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS，8级精度。小齿轮24齿，大齿轮齿数由传动比可知95，螺旋角14。2) 按齿面接触强度计算：1 试选Kt=1.3 由图10-30及表10-6查得ZH=2.43. ZE=189.8应力循环次数，由图10-19得 KHN1=00.93，KHN2=0.92，取失效概率1%，安全系数S=1，有，许用接触应力试算小齿轮分度圆直径：2 计算圆周速度：3 计算齿宽b与模数：；4 计算载荷系数K： 使用系数，根据速度v=0.88m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。 故动载系数5 按实际的载荷系数矫正所算得分度圆直径：6 计算模数：3) 按齿根弯曲强度设计：1 ；由图10-28有 2 计算当量齿数：；3 查取齿形系数：由表10-5查得 ；4 查取应力校正系数：由表10-5查得 ；5 计算大小齿轮并加以比较：计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得 大齿轮数值大。设计计算： 对比计算结果，由于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，取可满足弯曲强度，同时为满足接触疲劳强度，取分度圆直径计算齿数。故，取，则4) 几何尺寸计算：1 计算中心距：圆整为186m2 修正螺旋角：变化不多3 计算齿轮分度圆直径：4 计算齿轮宽度：故名称代号小齿轮大齿轮中心距a236传动比i3.91模数m3齿数z31122分度圆直径d95.63376.37齿顶圆直径da103.13383.873. 开式齿轮1) 选择材料及齿数： 高速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS，8级精度。小齿轮24齿，大齿轮齿数由传动比可知为79齿，螺旋角14。2) 按齿面接触强度计算：1 试选Kt=1.3 由图10-30及表10-6查得ZH=2.433. ZE=189.8应力循环次数(设每年工作300天），由图10-19得 KHN1=0.93，KHN2=0.98，取失效概率1%，安全系数S=1，有，许用接触应力取较小者=2试算小齿轮分度圆直径：3 计算圆周速度：4 计算齿宽b与模数：；5 计算载荷系数K： 使用系数，根据速度v=0.227m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故动载系数 6 按实际的载荷系数矫正所算得分度圆直径：7 计算模数：3) 按齿根弯曲强度设计：由图10-28有1 查取齿形系数：；2 查取应力校正系数：；3 计算大小齿轮并加以比较： ；所以3 设计计算： mm mmmmmm4.计算载荷系数： 使用系数，根据速度v=0.227m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得故动载系数 mm对比计算结果，由于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，取可满足弯曲强度，同时为满足接触疲劳强度，取分度圆直径计算齿数。故，取，则所以4) 几何尺寸计算：1 计算中心距：将其圆整为307mm2 修正螺旋角：变化不多3 计算齿轮分度圆直径： 4 计算齿轮宽度：故 名称代号小齿轮大齿轮中心距a307传动比i3.26模数m4.5齿数z2479分度圆直径d143.77470.89齿顶圆直径da155.02482.147 轴的设计1.初算轴颈1 高速轴： 选择材料45钢（调质），硬度217255HBS，对称循环弯曲需用应力 -1=180MPa，由A的范围103126，选择A=112，由于轴上开有键槽，使强度下降，故去最小轴径为，为35mm。2 中间轴： 选择材料45钢（调质），硬度217255HBS，对称循环弯曲需用应力 -1=180MPa，由A的范围103126，选择A=112，由于轴上开有键槽，使强度下降，故去最小轴径为，为45mm。3 低速轴： 选择材料45钢（调质），硬度217255HBS，对称循环弯曲需用应力 -1=180MPa，由A的范围103126，选择A=112，由于轴上开有键槽，使强度下降，故去最小轴径为，为65mm。2.各轴段直径及轴上零件的确定1 高速轴：段：通过联轴器与电机相连，根据传动装置的工作条件拟选用LX3弹性柱销联轴器，计算转矩，故取高速轴外伸段轴径35mm，为使轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故取长度略小于L1，为68mm可满足要求。键的尺寸10*8*50段：满足半联轴器轴向定位要求，故制出轴肩，取d=40mm，由轴承座总宽度，故选该段轴长47mm。段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承30309，尺寸参数，故取该段轴径d=45mm，轴长27.25mm。段：无配合自由表面，由轴承轴向定位要求，故取该轴段轴径48mm，轴长由箱体尺寸及其他零件位置可微调。段：齿轮轴段，由前述计算可得，该段长度63mm。并在该轴段左右各留出齿轮加工的退刀槽。段：用于定位轴承，可取直径同段直径48mm，由于齿轮与箱体内壁相聚10mm，且滚动轴承距箱体内壁5mm，故该段轴长21mm（包括齿轮加工退刀槽）。段：与圆锥滚子轴承30309C配合，故尺寸同段。2 中间轴：段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承30309，尺寸参数，故取该段轴径d=45mm，轴长27.25mm。段：用于满足轴承轴向定位要求，取该段轴径d=48mm，由于齿轮与箱体内壁距离10mm，轴承与箱体内壁相距5mm，故该段轴长21mm。段：齿轮轴段，由前所述，该段长度90mm，并在齿轮轴段左右留出齿轮加工的退刀槽。段：齿轮轴向定位轴肩，轴径50mm，轴段长10mm。段：与齿轮配合，齿轮右端通过套筒定位。已知齿轮轮毂尺寸50mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，取48mm。齿轮左端通过轴肩定位，故该段轴径46mm。键的尺寸b*h*l=16*10*90段：套筒及轴承的配合。轴承选取圆锥滚子轴承30309，故该段轴径d=45mm，由于轴承与箱体内壁相距5mm，故该段轴长27.25mm。3 低速轴：段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承30313，尺寸参数，故取该段轴径d=65mm，长度36mm。段：与齿轮配合，直径64mm。齿轮左端通过套筒定位。已知齿轮轮毂尺寸85mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，取83mm。齿轮右端通过轴肩定位。故该段轴径64mm。键的尺寸。段：轴环满足齿轮轴向定位要求，取74mm。长度取7mm。段：无配合自由表面，由轴承轴向定位要求，故取该轴段轴径70mm，长度72mm。段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承30313，尺寸参数，故取该段轴径d=65mm，长度36mm。段：满足半联轴器轴向定位要求，故制出轴肩，取d=56mm，由轴承座总宽度，故选该段轴长57mm。段：通过联轴器与开式齿轮相连，取联轴器HL5,故该段轴径50mm，长度略小于半联轴器长度，取为110mm，键的尺寸20*12*90。8 输出轴的校核1) 受力分析 根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定轴承支点位置及各段长度，。作受力分析：圆周力径向力轴向力1 水平面故求得水平弯矩最大值2 垂直面0N故求得，3 总弯矩整理数据如下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3151.67N FNH2=1114.33NFNV1=1265.06N FNH2=327.58N弯矩MMH=208419.94NmmMv1=83658.42Nmm MV2=56550.14Nmm总弯矩M1=208567Nmm M2=208475Nmm扭矩TT=72.95kNmm按弯扭合成应力校核轴的强度合成故安全3) 精确校核轴的疲劳强度 由上分析可知危险截面取弯矩最大处的左右截面。面：抗弯截面系数抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转应力由表15-1查得，截面上由于轴肩行程的应力集中系数由表3-2查得。 由于,故插值得，轴的材料的敏性系数，故有效应力集中系数尺寸系数 扭转尺寸系数轴按磨削加工，表面质量系数为轴未经强化处理，故，求得综合系数为由碳钢的特性系数范围，取，故安全。面：抗弯截面系数抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转应力由表15-1查得，截面上由于轴肩行程的应力集中系数由表3-2查得。 由于,故插值得，轴的材料的敏性系数，故有效应力集中系数尺寸系数 扭转尺寸系数轴按磨削加工，表面质量系数为轴未经强化处理，故，求得综合系数为由碳钢的特性系数范围，取，故安全。9 轴承的校核经查表得圆锥滚子轴承 （1）.高速轴承1) 求径向载荷上已求得又由求得0N可得而又因为故则计算当量动载荷P由于工作条件有轻微冲击，故由Cr=104kN所以 安全。（2）.中速轴承1.求径向载荷因为高速和低速齿轮的轴向力的抵销所以又由求得0N可得而又因为故则计算当量动载荷P由于工作条件有轻微冲击，故由Cr=104kN所以安全。（3） .低速轴承的校核求径向载荷上已求得又由求得0N可得而又因为故则计算当量动载荷P由于工作条件有轻微冲击，故由Cr=104kN所以 安全。10 键的校核轴11) 发动机联轴器处选择键的尺寸齿轮处键连接的挤压应力故该键安全。轴21）键的尺寸齿轮处键连接的挤压应力故该键安全。轴31）键的尺寸齿轮处键连接的挤压应力故该键安全。十一润滑方式由于