斜齿圆柱齿二级减速机构

1、机械设计课程设计1一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；2课程设计任务：已知二级减速器， 运输机工作转矩T/（N.m ）为 620N.m，运输带工作速度0.9m/s,卷阳筒直径 :360mm.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差5。二、 电动机的选择1、按工作要求和条件， 选用三相笼型异步电动机，封闭式结构， 电压 380V,Y机械设计课程设计2型。2、计算功率2VT=0.9Pw =Fv/1000=3.1 KwD360系统的传动效率1机构V 带传动齿轮传动滚动轴承联轴器卷筒传动（一对）效率0.900.980.98

2、0.990.96符号12345所以：2351235 0.920.98 0.98 0.980.980.980.98 0.99 0.82其中齿轮为8 级精度等级油润滑所以 Pd=Pw / 3.8 kw确定转速圏筒工作转速 nw 60 1000v = 60 1000 0.9 =47.77转D3.14 360二级减速器的传动比为7.150（调质）所以电动机的转速范围339.42390通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动机额电动机满电动机伸电动机伸出定功率 P载转速 nm出端直径端安装长度5.5kw1440(r.min-1 )38mm80mm三、传动比的分配及转动校核n11440总的转

3、动比 :i=30.1选择带轮传动比i1=3 ，一级齿轮传动比i2= 3.7, 二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率Pe 作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0 轴（电动机）输入功率：P0Pe =5.5kw总效率 =0.82Y132S 4电动机P=5.5KWN=1440(r.min -1)1 轴（高速轴）输入功率：P1P01 =5.50.92=5.06kw机械设计课程设计32 轴（中间轴）的输入功率： P2P01 23=5.50.920.980.98 =4.86kw3轴（低速轴）的输入功率： P3P022=5.50.920.9820.983

4、=4.62kw1 234轴（滚筒轴）的输入功率:324 5 =5.50.92 0.98 20.98 30.99 P4 P01230.96=4.484kw8、各轴输入转矩的计算：0 轴（电动机）的输入转矩：T0 955 105P0=95 5 105 5.5103n0=36.47Nmm14401 轴（高速轴）的输入转矩：T195 5 105 P1=95 510 5 5.06=100.67 103 Nmmn14802 轴（中间轴）的输入转矩：T2 95 5 105 P2=95 5 1054.86=357.66 103 Nmmn2129.733 轴（低速轴）的输入转矩：T395 51095 5104.

5、62=986.38105P3=53N mmn344.734 轴（滚筒轴）的输入转矩:T495 5 105 P4= 95.5 105 4.484=957.35103Nmmn444.73轴编号名称转速 /(r/min)转矩 /(N.mm)功率 /KWI电动机转14403.647 1045.5轴II高速轴4801.0067 1055.06III中间轴129.733.5766 1054.86IV低速轴44.739.8638 1054.62V卷筒轴44.739.5735 1054.484机械设计课程设计4四、三角带的传动设计确定计算功功率Pca1 由课 表 8-6 查得工作情况系数K A =1.2 ，故

6、Pca= K APe =1.25.5 =6.6 kw2. 选取窄 V 带类型根据 Pcano由 课 图 8-9 确定选用 SPZ型。3确定带轮基准直径主动轮基准由 2表 8-3 和表8-7 取主动轮基准直径dd1 =80 mm直径dd1 =80 mm根据 2式（ 8-15 ）， 从动轮基准直径dd 2 。dd 2 = idd 1 =380=240 mm从动轮基准直径根据 2表 8-7取 dd 2 =250 mmdd 2 250 mm按 2式（ 8-13）验算带的速度V =dd 1 no=801440 =6.29 m/s 25 m/s带的速度合适60100601004确定窄 V 带的基准长度和传

7、动中心距根据0.7（ dd 1 + dd 2 ） a0 1201 161.7主动轮上的包角合适6计算窄V 带的根数 ZPZ =caPK K( PLoo )由 n0 =1440 r/mindd1 =80 mm i =3查 课 表 8-5c和 课 表 8-5d 得P0 =1.60 kwP0 =0.22kw查课表8-8 得 K=0.95K L =0.99，则Z =6.6=3.8560.22)0.95(1.600.99取 Z=4 根。7计算预紧力 F0V 带的根数P2.52Z 4F0 =500ca(1)qvEVK查课表 8-4得 q =0.065 Kg/m,故F0 =5006.64( 2.51)0.0

8、65 6.292=550.3N6.290.958计算作用在轴上的压轴力Fp1Fp = 2ZF0 sin2161.7= 24550.3sin=4346.38 N9.带轮结构设计略。五、 齿轮传动的设计高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为7 级，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, 两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。机械设计课程设计63、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式： d1t 32KT .U1( ZH ZE )2dU

9、H确定公式中各参数，选Kt =1.6,Z H=2.433, ,=0.765, ,=0.945.12=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数d 1.0 。1查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8 MPa 2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限H lim1 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：H lim 2 560MPa.由计算公式：N=60ni jL h 算出循环次数：N1 60 480 1（ 2 8 8 300） 2.76 109N2 = N1 =4.38 108i再由 N1,N2 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.94, K HN 2 =1.05.计算接触疲劳许

10、用应力，取安全系数S=1, 失效概率1。H1K HN1H lim1=0.94 590=554.6MpaSHKHN2H lim2=1.05 560=588Mpa2SH 1H2 554.6 588H2=571.3MPa24、计算小齿轮分度圆直径d1t , 由计算公式得：d1t 32KT .U1( ZH ZE )2dUH机械设计课程设计721.6d1t31 1.71d1t 53.87mmd2 d1 i =199.32mm计算小齿轮圆周速度：vdn3.14100060100060计算齿宽 b 及模数 m.b= d1t d153.87mmd1tcoscos142.376mntZ 122齿高 :h= 2.

11、25 mnt =2.25 2.376=5.346mm2d1 53.87mmd2 =199.32mm=1.35m/s模数M 2.376齿宽B 53.87b53.87=10.08h5.346计算纵向重合度：0.318d Z1 tan 0.318 1 22tan14 1.744计算载荷系数K已知使用系数K A =1已知 V 1.35m/s7 级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV =1.05由表查得：K H 的计算公式：K H1.120.18(1 0.6 d2 ) d20.2310 3 b1.12 0.18 （ 1 0.6 ） 0.23 10 353.871.42再由表查的：K F =1.33,K HK

12、 F =1.2公式： KKAKVKH KH=1 1.2 1.05 1.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：机械设计课程设计8dd 3K53.873 1.789=55.91mm11tK t1.6计算模数： mn= d1 coscos14 =2.466mmZ1225、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：2KTY cos2YF YSmn3.d Z12F确定计算参数：计算载荷系数：K KAKVKFK F1 1.05 1.2 1.33=1.676根据纵向重合度： 1.744 ，从表查得螺旋角影响系数 Y =0.88计算当量齿数：Z122Zv1=24.82cos3cos3 14Z281Zv

13、2=86.87cos3cos3 14由 课 表 10 5 查取齿形系数 YF 1 =2.63, YF =2.206查取应力校正系数YS 1 =1.588 ， YS 2 =1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE 1 500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE 2 380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：K FN 1 =0.85,K FN 2 =0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35FK FN1FE11SFKFN2FE 22S= 0.85500 =314.8Mpa1.350.9380=253.3MPa1.35计算大，小齿轮的YF YS ，并加以比较：F机械设计课程设计9Y

14、FYS=0.01327F 1314.8YFYS=0.0155F 2253.3大齿轮的数值大，选用大齿轮YFYS=0.0155F设计计算：mn2KTYcos2.YFYS3d Z12Fmn3 2105 0.88 cos2 140.0155mn对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1 =53.87mm来计算齿数：Z1d1 cos=cos14 =26.1m2取 z1 26则 Z2iZ 1 =976、几何尺寸计算：计算中心距：(Z1 Z2 )m(2697) 2

15、126.76mma2cos142cos将中心距圆整为： 127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：arc cos(Z1Z2 )m(2697)2aarccos214.4127因的值改变不大，故参数, ZH 等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：齿数z1 26z2 97中心距a=127 mm螺旋角= 14.4分度圆直径d1 =53.69mm机械设计课程设计10d1Z1m2coscos14.4d2Z2m2coscos14.4计算齿轮宽度：d2 =200.3mm=53.69mm=200.3mm齿宽b=53.69mmbd d1 =1 53.69=53.69mmB1 =60mm取 B2 =54mm,B1 =60

16、mm8、高速级齿轮传动的几何尺寸B2 =54mm,名称计算公式结果 /mm法面模数mn2面压力角 n20o螺旋角14.4o分度圆直径153.69d2200.3d齿顶圆直径*mn=53.69+2157.69da1=d1+2ha* 2mn=200.3+22204.3da2=d2+2ha齿根圆直径df1=d12hf*n48.69m=53.692 1.25 2f222hf*n195.3d =dm=200.322 1.25中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos ）127=2(2 2+81)/ （2cos14.4 o）齿宽b254=bb1=b2+(510)mm603、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采

17、用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。机械设计课程设计11代号结构尺寸计算公式结果 /mm轮毂处直径 D114572D =1.6d=1.6轮毂轴向长 LL=(1.21.5)d B54倒角尺寸 nn=0.5mn1齿根圆处厚度 00=(2.5 4) mn8腹板最大直径 D00 f220216D =d板孔分布圆直径 D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直径 d110D1)35d =0.25(D腹板厚 CC=0.3b218（二）、低速齿轮机构设计1、已知 n3 129.73r/min2、选择齿轮精度为 7 级，小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬

18、度为 240HBS, 两者材料硬度差为 40HBS.机械设计课程设计12减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式： d3t 32KT .U1(ZH ZE)2dUH确定公式中各参数，选Kt =1.6,Z H=2.433,=0.768, ,=0.94512=0.789+0.945=1.713选齿宽系数d 1.0 。1查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8 MPa 2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限H lim1 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：H lim 2 560

19、MPa.由计算公式： N=60nijL h 算出循环次数：N3 60129.73 1（ 2 8 8 300） 2.99 109N 4N3=1 109i再由 N1,N2 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.90, K HN 2 =0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1, 失效概率1。H1K HN1H lim1=0.90 590=531MpaSH2KHN2H lim2=0.95 560=532MpaSH 1H2 531 532H2=531.5MPa24、计算小齿轮分度圆直径d3t , 由计算公式得：d3t 32KT .U1(ZHZE )2dUH机械设计课程设计132321.6d3t1

20、1.713d3t 87.86mm计算小齿轮圆周速度：vdn3.14=0.596m/sd3t =87.86mm60100060计算齿宽 b 及模数 m.1000b= d3t d187.86mmd1tcoscos143.04 mmmntZ28b=87.86mm齿高 :h= 2.25 mnt =2.25 3.04=6.85mmb87.86=12.83m=3.04h6.85计算纵向重合度：0.318d Z1 tanh=6.85 0.318 1 28tan14 2.22计算载荷系数K已知使用系数K A =1已知 V 0.596m/s ，7 级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV =1.03由表查得： K H

21、的计算公式：K H 1.12 0.18(1 0.6 d2 ) d20.2310 3 b1.15 0.18 （ 1 0.6 ） 0.23 10 387.861.428再由 课 表 103 查的： KF=1.33,KHKF=1.2公式： KKAKVKH KH=1 1.03 1.428 1.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：d3d3t 3K87.86 3 1.765=90.78mmKt1.6机械设计课程设计14d3 coscos14计算模数：mn =3.146mmZ3285、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：2KTY cos2YF YSmn.3d Z12F确定计算参数：计算载荷系数：

22、KKAKVKFK F1 1.03 1.2 1.33=1.644根据纵向重合度： 2.22 ，从 课 图 1028 查得螺旋角影响系数 Y =0.88计算当量齿数：Z128=31.59Zv3cos3 14cos3Z281=91.38Zv4cos3 14cos3再由 课表 105查取齿形系数 YF1 =2.505, YF=2.20查取应力校正系数YS 1 =1.63 ， YS2 =1.781计算大，小齿轮的YF YS ，并加以比较：FYFYS2.5051.63 =0.00769F 1531YFYS2.21.781=0.00737F 2532小齿轮的数值大，选用小齿轮YF YS=0.00737F设计

23、计算：mn32KTY cos2.YF YSd Z12Fmn3 21050.880cos2 140.00769机械设计课程设计15mnmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d3 =90.78mm来计算齿数：d3coscos14=44.04Z3=2m取 Z344Z344得 Z4 iZ 3 1276、几何尺寸计算：Z4 =127计算中心距：a(Z3 Z4 ) m(44127)2cos2177. 3mmcos14将中心距圆整为：177mm中心距按圆整后中心

24、距修正螺旋角：a=177.3mmarc cos (Z3Z4 )marccos (44 127)13.72a2因 的值改变不大，故参数, ZH 等不必修正。螺旋角计算大小齿轮分度圆直径：=13.7d3Z3m=90.56mmcoscos13.7分度圆直径d4Z4m=263.44mmd3 =90.56mmcoscos13.7计算齿轮宽度：d4 =263.44bmmd d3 =1 90.56=90.56mmB2 =90mm,取 B2 =90mm,B1 =95mmB1 =95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果 /mm面基数mn2机械设计课程设计16面压力角n20o螺旋角13.7o分度圆直径

25、d390.56d4263.44齿顶圆直径da1=d1+2ha* mn=90.56+21294.56da2=d2+2ha* mn=263.44+21 2267.44齿根圆直径df1=d12hf*n85.56m =90.56 21.25 22h* 258.44df2=d2fmn=263.4421.25 2中心距a=mn12177(Z +Z)/2cos齿宽b2=b901210)mm95b =b +(5六、轴的设计（一）、高速轴的设计1、轴的材料与齿轮1 的材料相同为40Cr 调质。2、按切应力估算轴径由表 15 3 查得，取 A =1060轴伸出段直径d1 A 0(p1/n1)1/3=106 (5.

26、06/480)1/3 =23.2mm取 d1=32mm3、轴的结构设计1)、划分轴段轴伸段 d1；过密封圆处轴段d2；轴颈 d3,d7 ；轴承安装定位轴段d4,d6; 齿轮轴段。2)、确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性， 其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取d2=34mm ，选择滚动轴承30207，轴颈直径 d3=d7=35mm 。齿轮段尺寸。分度圆直径 d=53.69da=57.69df=48.693)、定各轴段的轴向长度。40Cr 调质轴承选30207机械设计课程设计17由中间轴的设计知轴长 L 253.5+ L伸出伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出

27、 （ 1.5 2）d,取 L伸出 64mm选取 d2 轴向长度为 20 Ld 2 （ 2030）其余长度根据中间轴各段长度确定4、按许用弯曲应力校核轴。(1) 、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mmCD=170mmAB=227mm(2)、绘轴的受力图。( 3)、计算轴上的作用力：机械设计课程设计183Ft1=2T 1/d1=2 100.67 10 /54=3728.5NFr1 =Ft1tan n/cos 1=3728.5 tan 20o/cos14.4=1401NF 1=F t1tan 1=3728.5 tan 14.4 o=957N(4) 、计算支反力绕支点 B 的力矩和 MBZ

28、=0，得RAZ =F r1 170+Fa1d1/2 227=(1401 70+957 27)227=1163N同理： MAZ =0 ,得RBZ =F r1 57-Fa1d3/2 227=(1401 57-975 27)227=238N校核： Z=RAZ Fr1+R BZ =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B 的力矩和 MBy =0，得RAY =3728.5 170/227=2792由 MAy =0 ，得RBY =3728.55/227=936N校核： Z =RAY + R BY Ft1 =936+2792-3728=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa1

29、AFr1RbzCB（ b) RazC 处弯矩： M CZ 左 = RAZ 57=66291Nmm M CZ 右 = RBZ 170=40460Nmm机械设计课程设计19M CY =R AY 57=279257=159144Nmm(6) 、合成弯矩M C 左=(M 2CZ 左+M 2 CY )1/2 =(66291 2+40460 2) 1/2=77663NmmM C 右 =(M 2 CZ 右 +M 2CY )1/2=(40460 2+1591442)1/2=164207Nmm(7) 、转矩及转矩图。T 2=100670Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数= -1b/ 0b=55/95=0.5

30、8 T2=0.58 100670=58389NmmC 处： MC 左=MC左 =159144M C 右 =M2C右 +( T2) 2 1/2 =(164207 2+1591442) 1/2 =174279Nmm(9)、校核轴径。C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b ) 1/3 =(174279 /0.1 55) 1/3 =31mm43mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表 61 查出键槽尺寸：b h=14 9(t=5.5 ， r=0.3) ；由表 62 查出键长： L=45 ；Fa1ACB（ b) RazRbzACB(c)RbyRby(d)（二）、中间轴的设计1、选择轴的材料

31、。因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3 的材料一致，故材料为45 钢调质。由表 15 1 查得：45 钢调质硬度 217 255HBS 0b=95MPa -1 b=55MPa抗拉强度极限： =640MPa屈服强度极限： s=355MPa弯曲疲劳极限：b-1 =275MPa剪切疲劳极限：-1=155MPa许用弯曲应力：b-1=60MPa2、轴的初步估算根据表 15 3，取 A0=112d A0 3p2 =112 34.86=37.46mmn2129.73考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D 1=dmin=40mm3、轴的结构设计（1）、各轴段直径的确定。初选滚动轴承，代号为30208 .轴颈直径d1=d 5=dmin=40mm.齿轮 2 处轴头直径d2=45mm齿轮 2 定位轴角厚度。hmin=(0.07 0.1)d ，取 hmin=5mm 该处直径d2=54mm齿轮 3 的直径： d3=90.54mm,d