(完整word版)二级斜齿圆柱齿轮减速器设计(2)0001

1、课程设计目录机械设计基础课程设计任务书一. 传动方案的拟定及说明3二. 电动机的选择3三. 计算传动装置的运动和动力参数4.传动件的设计计算623五.轴的设计计算六.滚动轴承的选择及计算七.键联接的选择及校核计算26八.高速轴的疲劳强度校核Si27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择30十.润滑与密封方式的选择.润滑剂的选择31参考资料目录题目名称带式运输机传动装置# -学生学院业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1 b设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、 轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图

2、2为参考传动方案。DI1Hiih动力及传动装置IS 1挞才巧绘知住力狂害网0余去住卅亡安二、课程设计的要求与数据已知条件：1 .运输带工作拉力：F= 2.6 kN；2 .运输带工作速度：v= 2.0 m/s ；3 .卷筒直径:D = 320 nun ；4 .使用寿命：8年；5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6. 制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1. 减速器装配图1张；2 .零件工作图2张（轴、齿轮各1张）;3 .设计说明书1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期设计准备：明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教 1-201第18

3、周一二传动装ar的总体设计：拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算：带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教 1-201第18周一至第18周二三减速器装配草图设计：初绘减速器装配草图；轴系部 件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算，减 速器箱体及附件的设计教 1-201第18周二至第19周一B完成减速器装配图：教 1-201第19周二至第20周一需件工作图设计教 1-201第20周周二六整理和编写设计计算说明书教 1-201第20周周三至周四七课程设计答辩工字2-617第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1孙桓，陈作模.机械原理M.北京：高等教育出版社，200

4、1.2濮良贵.纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.3王昆，何小柏.汪信远.机械设计/机械设计基础课程设计M北京：高尊教育出版社，1995.4机械制图、发出任务书口期:计划完成II期：机械设计手册等书籍。2008 年 6 月 23 口2008年7月11日指导教师签名:某层教学单位责任人签章:主管院长签章：设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动 减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范用，以便选择合适的传动机构和 拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速g,即60xl000v60x lOOOx 2 t . _

5、 .,.nw =119.4 r mm兀 x320一般常选用同步转速为3000 r/nm的电动机作为原动机，因此传 动装置总传动比约为16-23o根据总传动比数值，可采用任务书 所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选择1. 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M-4吗系列三项异 步电动机。它为卧式封闭结构2. 电动机容量1）卷筒轴的输出功率Pw Pw- FV - 2600x2 0-5.2W1000 10002）电动机输出功率玖 P（l = PwU传动装置的总效率 =7； 加訂久 “5式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效 率。由参考

6、书1表2-4查得：弹性联轴器7 = 0.99；滚子轴承“2 = 0.98；圆柱齿轮传动仏=0.97：卷筒轴滑动轴承久=0.95； V带传动“5=0.96则 = 0.99 0.984 0.972 - 0.95 0.960.784nw = 119.4 r/nmPw =5.2kW7 0.784Pd =6.63kW设计计算及说明结果故Pd - Pw - 5 2 -6.63kWd T 0.7843. 电动机额定功率及/由1表20-1选取电动机额定功率d = 7.5RW4. 电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范fflr = 2434,则电动机转速可

7、选范围为/； =nw 严=119.4x（21 34） = 2864 .8 4059 .6广/nnn可见只有同步转速为3000r/min的电动机均符命。选定电动机的型号为Y132S22o主要性能如下表：5=24.29人二 4. 12i3 =2. 95电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y132S227. 5KW2900r/min2.02.25、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比u- Pw - 52 24.29 （符合 24iy?,传动比ii = 2 o设计内容包括选择带的型号.确定基准长度、根数、中心距、带的材 料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按仏选

8、择了 V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）详细D=W=G图 =纸：三二1爸爸五四0六0 3231885406邇锂！编辑资料2男19岁盒7月13日（公历）巨蟹座属虎111杏J J會肯侖含揶子树与盹葩空间全套资料低拾10快起1）、计算功率A. Pa二KjP = l.lx6.63kw=7.29Rw2）、选择V带型 根据p八山由图8-10机械设计P157选择A 型带（dl=112140mm）3）、确定带轮的基准直径d并验算带速v（1）、初选小带轮的基准直径g,由（机械设计P155表8-6 和pl57表8-8,取小带轮基准直径J = 125nin（2）、验算带速v兀%“125x2900 z 1

9、OAv =1 =in/s = 19.0m/s60x100060x1000因为5m/s19. 0m/s30m/s,带轮符合推荐范围（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15V=19. 0m/s=250mm设计计算及说明结果dd = 1 - dd = 2 x 125mil = 250nin ,初定 dd. =2 5 Omm(4) 、确定V带的中心距a和基准长度厶da、根据式8-20机械设计P152Q.7(dJi+ddz)aQ2(dJddz)0. 7x(125+250) Yd。2x(125+250)262. 5 a750初定中心距6/o=5OOmmb、由式8-22计算带所需的基准长度=2 仏 +

10、彳(90包角满足条件(6) 计算带的根数单根V带所能传达的功率根据 =2900r/min 和125mm 表 8-4a用插值法求得。二3. 04kwflo=5OOmm ld = 1600mm4 = 166设计计算及说明结果单根V带的传递功率的增量几己知A型V带，小带轮转速nI=2900r/min转动比 i二竺二你/你=2V带取2根.査表 8-4b 得 /J。=0. 35kw计算V带的根数仏190. 0N査表8-5得包角修正系数ka =0. 96,表8-2得带长修正系数紅=0. 99Pr =(Po + A灯二(3.04+0.35) X0. 96X0. 99=5. 34KWZ=竺=7. 29/5.3

11、4=1.37故取 2 根.Pi（7）、计算单根V带的初拉力和最小值Fp=754NFomia =500*Q切;a)“ +qw二 190. 0N对于新安装的V带，初拉力为:1.5FOmm=285N对于运转后的V带，初拉力为：1.3FOmxn=247N（8）.计算带传动的压轴力耳Fp=2ZFosin(q/2)=754N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式.C.结构图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，査表

12、9-5得齿轮接触应力kbml=600MPa大齿轮的为久识卜550MPah.由式10-13计算应力循环次数N、= 60nJLh = 60 x 1450 xlx(8 x 2 x 8 x 365) = 4.065 xlO94.065 xlO9 cs “N - Qx 10s4.12V=3. 26m/si.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHNi =0. 90 KftN2=Q. 960二%J/S=540Mpa0= KHN2 72/3=528 MpacrH = (crH 1 + crH 2) /2=543 Mpa3）、计算（1）计算圆周速度：9 -设计计算及说明结果V二血1/60000=3. 26m/s勺

13、二1. 704(2)计算齿宽B及模数匚B= 4)dJlr=lX42. 9mm=42. 9mmK=2. 001mnt=ditcos B /Zj=2. 07mmH=2. 25/% =4. 66mmJ2K7R血曲0 ，1 V 0“( + 1)石0胡(1)、计算载荷系数：K = KK, KFa = lx 1.15 xl.2xl.35 = 1.863(2)、根据纵向重合度勺二1. 704,从图10-28査得螺旋角影响系数设计计算及说明结果Yfl = 0.85(3)、计算当量齿数齿形系数on0 2，一-0? 1 o -7 -J cos15。223 J cos15。（4）、由1图 10-5 査得0=2.72

14、,公=2.21由表 10-5 查得产1.57, Y =1.776由图 10-20C 但得加二500 MPa aF：=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限KfnZ 85, KFN2 =0. 88计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=l. 4,由10-12得：Fl=KFNl tF.1/S=303. 57 MPa7aJ=/lFjV2 o-F：/S=238. 86 MPa(5)、计算大小齿轮的牡牛，并比较伞年 2.72x1.57 “如303.57幽=25794 = o.o】7O4 aF2238.84V YY YY Y且牡牛埠，故应将平耳代入1式(1115)计算。(6)、计算法向模数比、J2K7X人 c

15、oV0 “珂匕J81=116mmJ2xl.863x4.189xl04x0.85xcos215t “=1；0.01704 = 1.48V1x1.6x20对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径m-46. 22mm *11-算应有的数，丁是有：0严15。524”取叫=2mm；设计计算及说明结果(7) 、则 z 严= 46.22x25。= 22.32,故取丁 22叫2则 G 二 LZi=9064,取 = 90(8) 、计算中心距勺=叫忆+ 0)= 2*(22 + 弓=5.95 晌 2cos02xcosl5取 ai= 116mm(9) 、确定螺旋角Qaged竝12a- arccos2x(

16、22+90)-15.09 - 155242x116(10) 、计算大小齿轮分度圆直径：dr-45.58血cosl5.09d _= 86.42-cosl5.09(11) 、确定齿宽b2 = i/adl = 1 x 45.57 = 45.57nm取 = 45nm,= 50nm5)、结构设计。(略)配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1) 、选择材料热处理方式(与前一对齿轮相同)(HBU350HBS), 8级精度，查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB产280HBS大齿轮45钢调质处理HB-240HBS2) 、取小齿轮Zs=20,则 z4=i5-z5= 2.95x20 =59 取 z4=59,初步

17、选定P =153) 、按齿面接触强度计算：d 产 45.58mm 二 186.42”B2 = 45mm,B、= 50mm设计计算及说明结果、2KZ z + lfZHzS几氓pH-Y 0耳】10丿确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=l. 6b.由图10-30选取区域系数J =2.425c.由图 10-26 査得冬=0.76,%, =0.85,则殆=乜+电=161d.计算小齿轮的转矩：7； =1.64xlO5-inn确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE二189. SMPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而

18、失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为2=55053V=l. 21m/sh.由式10-13计算应力循环系数2V1 = 60n1jLA=60 x 352xlx(8 x 2 x 8 x 365) = 9.867xl08M 9.867x10s- . in8N、= 3345 x 102.95i.由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn, =0. 96“二0.97bj 二bgl/S二576MpaEL=心,/$二533. 5 MpaE =(0 j + 0)/2=554.8 Mpa4）、计算、圆周速度:V=f nnl/60000

19、=l. 21m/sK=l. 960（2）、计算齿宽b及模数弘“设计计算及说明B=dJlr=lX65. 87=65. 87mm% 二血 cos 3 / z1 =3. 18mmH=2. 25/77, =7. 16mmb/h=65. 87/7. 16=9. 200（3）、计算纵向重合度勺=0. 318 4）dZltan 3 =1.704a 由表 10-8. 10-4. 10-13.10-3 分别査得:心=1、心=1.12,= 1.458, S = 1.36,心。=心目=1.2故 载荷系数 K二 1*1. 12*1. 2*1. 458=1. 960（4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-1

20、0a得 d产血爲=70. 48mm（5）计算模数叫mnt -久 cos 3 / z3=3. 404mm5）、按齿根弯曲强度设计由式10-17a 上式中 K = Ka 2 KFa K” = lx 1.12 xl.2 xl.36 = 1.829b根据纵向重合度勺二1.704,从图10-28査得螺旋角影响系数YP =0. 85c计算当量齿数齿形系数2059Zvl = ?TF = 2219, Zv2 = 6332由图10-5査得禺= 2.72,汗2 = 2.292由图 10-20C 但得0加=500 MPa b壮.J二380 MPa设计计算及说明结果由图10-18取弯曲疲劳极限Kfn=0. 86, K

21、FN2=Q. 89d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S二1.4,由10-12得：二 Km 0/S=3O7 14 MPamffl =2. 5mmcrF2=KFN2 ctA2/S=241. 57 MPaz3 = 27 z4 = 80YPlY .2.715x1.571 叫 一-0.01363e比较 气307 14归2.212xl.772_oo03G241.57ai=138mmY YY YY Y且严牛v半士罕，故应将牡年代入1式（11-15）计算。f法向模数、2WZ0 % q以+i）论A =14。1536“,2x1.829x1.56xl05 x 0.85xcos215 = 0.0165-2.263Y1x1

22、.61x20对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径心=69. 64mm=70. 48mm來计算应有的数,于是有：d4 =206. 36mm取 mni = 2. 5mm z3 = 27.则 z4 = 80g中心距B. = 70mm,a -叫也 +。）_2 x （27 + 80） _ 怫们皿4B3 = 75nuii12cos02xcosl5取 ai= 138mmh确定螺旋角卩严awe。如4212a一 aicco,x（27+80） _ M 26o i4o1536-2x138i计算大小齿轮分度圆直径：H -厶叫翻3 COS14.260-15 -设计计算及说明结果A 一加_ onr 2f

23、ju .乙uu.nu“4 cosl4.26J 齿宽B4 = 0M3 =1x69.64 = 69.64nm取民=70nin, B、= 75nm4）、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为_ 2 _ 2x4.191x10 _1,1丄7丄、d45.58/g&9W20693NCOS0cosl55r24ndmm=20rnrnFal = F“tg仇=1839xl55r24n= 496NF _ 27； _ 2x4.603xl05 _1 f-i V 丄丄、d3206.36F _Fz2.rg_ 4461xrg

24、20_1675Nr2cos?cosl415r36HFa2 = Ftltgp2 = 4461xfgl41536”= 1134N1.高速轴I设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr,调质处理，查表15-31,取4 = 1002）初算轴的最小直径d A0J=39. 65mmo因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%, dmm=44. 408mmo由表13. 1 （机械设计课程设计指导书）选联轴器型号为LH3轴孔的直径d二45mm长度L=84mm轴III设计图如下：dmin=45mm# -设计计算及说明结 果27AdideCd3DEchFCl 6cCb46.5559601072

25、57.E68335565GO8445首先，确定各轴段直径A段：d产45mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段：djMOmm,非定位轴肩，h取2.5mmC段：d3=72mm,定位轴肩，取h二6mmD段：djKSmm,非定位轴质，h=6. 5mmE段：d5=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合F段：d6=60mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段：d7=45nim,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：厶=46. 5mm,市轴承长度，A3, A2,挡汕盘尺寸B段：L、二68mm,齿轮齿宽减去2mm,便J：安装C段：厶二10mm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度

26、需要D段：L4=57. 5mm,由两轴承间距减去己知长度确定FnhL 703N 2 = 1136N=65013NmnE段：厶=33mm,由轴承长度，A3, A2,挡油盘尺寸F段：L二65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：厶=84mm,联轴器孔长度轴的校核计算,第一根轴：求轴匕载荷己知：Ft =1839N,巧=693N, Fa = 4962V, Fp = 754N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：厶=81.75mm,厶=132.25mmL3 = 48.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：j = 703N陥=1136何riu=14.49MPaM ” = 65013N mm垂百支反力:

27、Fnvi = F3= 496MM “ = 11304N 仏F冋= 1360Mw2=87NMvl = 61640N mnh A/v2 = 118227V mmA/v3=-106917-nun合成弯矩A/】=61640 N nni = 134918 N mm、M$ = 125132 N mm由图可知，危险截面在C右边W 二0.1 d二9469a = A/ca/W=14. 49MPa70MPaF问=2446N,7严 176A/松= 148595N inn,MH2 = -8552N min轴材料选用40Cr査手册0J=7OMPa符合强度条件！第二根轴求轴上载荷己知：f；=1839N,f； = 693N

28、Fa = 496NFt=44617V,F；=1675NF“1134N设该齿轮轴齿向两个都左旋，受力如右图：厶=60.75mm,厶=69.5mmL3 = 48.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：爲严2446N,為厂176NM 严 148595Nmm,M H2 = -8552N mm是A/1 = 15894N mm、M2 = 176472N mmA/3 = 43365N -M4 = 12174N - nuna a =5. 98MPa垂克支反力:= 39486N mnu = 91727, = 6577MV1 = 7087V mm 9Mvz =95194N 伽 =42513-mm,MV4 = 一

29、86647V mm合成弯矩M = 15894N mm,Mr = 176472N - mmA/, = 43365NM 4 = 12174/V */n/n由图可知，危险截面在B右边W=0.1J3 =33774二M“/W二5. 98MPa70MPaF= 2948N7 厂 1513NM f/ = 186490N m n轴材料选用40Cr査手册0J=7OMPaMt = 1998ION mm,A/、= 2633217V mmT|U =19. 77MPa=1531N 巴2=1139N符合强度条件!第三根轴：求轴上载荷己知：近=4461N = 1675N,Fz= 1134/V设该齿轮齿向是右旋，受力如厶=62

30、.25mm,= 121.25mm由材料力学知识可求得 水平支反力：M = 2948NF加= 1513N=186490-nim垂直支反力：Mu=ll 7000N mm.Fwl = 11077V,f；v2 = 568Mvl = 68897N mm,Mv2 =18590277 加M= 199810/V mm、合成弯矩1M.= 26332 IN mm由图可知，危险截面在B右边算得扫193005广 M“/W二 19. 77MPa/7032 + 1360： = 153INf = J% + % = Jl 136 + 872 = 1139/V2）计算轴承的轴向载荷（査指导书P125）30206圆锥滚子轴承的基

31、本额定动载荷Cr=43. 3KN,基本额定静载荷Cor=50. 5KW,Lh = 87700 he二0.37, Y=l. 6两轴承派生轴向力为：5 =乙=478M/ = H = 356N dl 2Y葩 2YF八=26122因为化 + F(l2 = 496N + 356N = 852N = 356VFt2 = 188/V轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松巧+心=852、巧严心= 356N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数/=1.5FQs?因为川 一一 0.56 e-037 X, 一 0.4. X - 1.653111严/p(X + MJ=2963F因为心一一 0.312V X.-1X-0F

32、a2 = 1312 NF. 1139- Fai = Fd2 = 59NP2 = fp(XFr2YF(l2)=llQ9所以取 P = P：=2963N3）校核轴承寿命r 10 C.106433xl0 ”L -( h -()3/ - 87700 hh 60060 x 14502963 z按一年300个工作口，每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。2II轴轴承1）计算轴承的径向载荷：设计计算及说明结果巴产+ 斥為=J2446： + 917 2612/VP= = 3918N巴厂J爲厂爲厂J176 + 65 = 188N2）计算轴承的轴向载荷（査指导书P125）30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷C

33、r=43. 3KN,基本额定静载荷Cor=50. 5KW, e=0. 37, Y=1.6两轴承派生轴向力为：Lh = 142356 /Fdl - % 一 816N,F, -Fr2 - 59N dl 2Yd- 2Y因为心 + 耳=816 N + 496 N = 1312 N F n + 耳2 = 1193 NF八=31492轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧行 2 = 161&V巧厂巧+巧产1312N、F.严F“ = 59N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数/=1.5F59因为川-0.026 e , X.-OAK-1.6F八188F(l2 = 1050 NP严 GX& + /J=3262

34、N代三=2184 N所以取P = =3918N3）校核轴承寿命r 106 C106433x10亠Lh -( Yh-(?h -142356 / 60 P60x3523918按一年300个工作口，每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。2III轴轴承1）计算轴承的径向载荷：行=+ 必v严 V29482 + 11073149/Vp = R = 5885 N山1Fr2 =F爲 + F；g = V15132 + 268 = 1616/V2）计算轴承的轴向载荷（查指导书P125）30211圆锥滚子轴设计计算及说明结果承的基本额定动载荷Cr=90. 8KN,基本额定静载荷Cor=114KW,Lh = 128

35、066 he=0. 4, Y=l. 5两轴承派生轴向力为：你-耳- 1050N,巧、-心 一 539N dl 2Yd- 2Y因为心 + 巴=1134 N +1050 N = 2184 N 巧2 = 539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 = Fdl = lO5ON .巴严人 + 伤产 2184N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数/=1.5Fif)50因为厂切=2兀=0 3334 e, X,-0.4,K-1.5F 八 1616 bp = 36.38卩严几（，+吧,）=5885 N所以取p = r=5885N3）校核轴承寿命2 C心(90.8x2806660n P60x119588

36、56 = CO.OOMpa按一年300个工作口，每天2班制.寿命26年.故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算4T r 1严5150钢1 70-80铸铁yp = 64.94A7pa1.轴上与带轮相联处键的校核键 A10X28, bXhXL=6X6X20 单键设计计算及说明键联接的组成零件均为钢，r=125MPabp = 66.42 Mpa4x2.183 xlO420x6x20= 36.38 v crp=125MPa满足设计要求2II轴上大齿轮处键键 A12X25, bXhXL二 10X8X36 单键键联接的组成零件均为钢，0订二125MPa_4T _ 4x1.642 x 10sdhl 38x8x36=60.00呦a af= 125MPa满足设计要求3III轴上1)联轴器处采用键A, bXhXL=14X9X70单键6,=第=A囂=64.94切a v b=125MPa 满足设计要求2)联接齿轮处采用A型键A /7x/?xL = 18xllx56单键4T r t 4 x 4.