机械设计课程设计说明书(二级斜齿圆柱齿轮减速器设计).doc

1、.机械设计课程设计计算说明书目录一、传动方案分析二、电动机的选择三、传动比的分配.5.5. 6四、 V 带传动的设计计算 .8五、斜齿圆柱齿轮的设计计算 .11六、轴的设计与校核计算以及联轴器的选择.21七、轴承的选择与计算 .31八、键的计算校核 .32九、减速器的润滑及密封选择十、减速器的附件选择及说明. 32.32十一、参考文献34Word 文档.Word 文档.传动装置总体设计计算过程及计算说明设计一带输送机传动装置工作条件：连续单向运转，使用期10 年（每年 300 个工作日），小批量生产，单班制工作，输送机的传动效率为0.97。（第 4 组数据）原始数据：输送带从动轴所需扭矩T85

2、0N ?m ；输送带的运行速度 v1.45m/ s ；输送带滚筒直径D410mm。一、传动方案分析为了估计传动装置的总传动比围，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传送带主动轴滚筒的转速nw601000vnw67.58rad / minD二、电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择 ：根据用途选择 Y 系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2、功率的确定：工作机所需功率Pw ：PwTnw /(9550 w )因为 T850N ?m； nw67.58rad / min ；w0.97 ，把数据带入式子中，所以Pw85067.58 /(95500.97)6.0kw

3、Word 文档.传动装置的总效率 ：V 带传动效率10.96 ，滚动球轴承效率2 0.99 ，斜齿圆柱齿轮效率（ 7 级精度）30.98 ，联轴器效率 40.97 ，平带效率 5 0.97 。32512340.960.990.9830.9720.970.85所需电动机的功率 Pd ：PdPw/7. 1kw电动机额定功率Pm ：按 Pm Pd 选取电动机型号。故选Pm7.5kW 的电动机3、电动机转速的确定：计算工作机轴工作转速：按机械设计课程设计 （高等教育出版社，该书以下简称设计手册）的推荐的传动比围，取 V带传动比围 为 24 ，展开式二 级圆柱 齿轮 减速器ii1 i216 160则总传

4、动比围为 i=16160 。故电动机转速的可选围为nin w(16 160)67.581081.28 10812.8r / min符合这一围的同步转速有1500 r/min 和 3000r/min 。4、电动机型号的确定由上可见，电动机同步转速可选1500 r/min和 3000r/min ，额定功率为7.5kW。因为 1500r/min 的电动机较常用，且较符合工况要求，因此查机械设计课程设计表 8 53（ P207）选择电动机型号为Y132M-4 。电动机的主要参数见下表Word 文档.型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩nm (r/min)额定转矩额定转矩/kWY132M-47.5144

5、02.22.2三、传动比的分配电动机工作功计算总传动比及分配各级的传动比率 Pm = 7.5KW1、总传动比： i nm / nw1440 / 67.58 21.312、分配各级传动比 :设 V 带的传动比为 iv ，高速级斜齿轮传动比为 i F ，低速级斜齿轮传动比为 iS 。取 V 带传动比 i v2.5 ，则两级减速箱的传动比为：i z i / iv 8.5 ， i zi F i S ， i F1.3i z由上述各式可解得： i F =3.33 ，iS 2.563、各轴的转速 n（r/min ） 电机轴的转速 n : ndnm1440r / mind 高速轴的转速 n1 ： n1nd /

6、 iV1440 / 2.5576r / min 中速轴的转速n2 ： n2n1 / iF576/ 3.33172.97r / min转 速 nm= 低速轴的转速 n3 ： n3n2 / iS172.97 / 2.56 67.57 r / min1440r/min 工作轴的转速 n4 ： n4 = n3 67.57r / min4、各轴的输入功率 P（kW ）电机轴的输入功率 Pd ： Pd7.5kW选择Word 文档.高速轴的输入功率P1 ：P1 Pd1 7.5 0.96 6.82kWY132M-4中速轴的输入功率P2 ：三相异步电P2 P1 2 3 6.820.990.986.62kW动机低

7、速轴的输入功率P3 :P3 P2 2 3 6.620.99 0.98 6.42kW 工作轴的输入功率：P4 P3 4 2 6.420.990.976.29kW5、各轴的输入扭矩 T（N m ）电机轴的输入功率 Td : Td9550 Pd95507.549.73N ? mnd1440高速轴的输入转矩 T1 :T1195506.82112.8N ? m9550 Pn1576中速轴的输入转矩 T2 : T29550P295506.62368.11N ? mn2172.97低速轴的输入转矩 T3 : T39550 P395506.42942.37N ?mn367.57工作轴的输入转矩 T4 : T4

8、9550 P495506.29932.94N ?mn467.57Td 、 T1 、 T2 、 T3 、T4 依次为电动机轴，高速轴，中速轴，低速轴和工作机轴的输入转矩。参数轴名电动机轴轴轴轴工作机轴功率 P/kW7.56.826.626.426.29转矩49.73112.8368.11942.37932.94T/N.mi F 3.33Word 文档.转速 r/min1440576172.9767.5767.57i S 2.56四、 V 带传动的设计计算1, 确定计算功率 PcaPca=KAP由表 13-8 （P218,机械设计第五版高等教育出版社 , 该书以下简称课本）可知： KA =1.1由

9、电动机选型可知 :P=7.5kwpcaK Ap1.17.58.25kW2, 选择 V 带的带型根据传动的形式，选用普通V 带；再根据 Pca、n1 ，由课本 p.157 图 8-11 知：确定选用 A型V带。3, 确定带轮的基准直径dd 并验算带速 v。(1)初选小带轮的基准直径dd1。由课本 p.155157 表 8-6 和表 8-8 ，取小带轮的基准直径d d1=90mm 。(2)验算带速 v。按课本 p.150 式 8-13 验算带的速度vdd1 n19078m s601000因为 5m sv30m s ，所以所选的带速合适。(3) 确定大带轮的基准直径。根据课

10、本 p.150 式 8-15a ，计算大带轮的基准直径d d2。Word 文档.dd2i v dd12.590mm225mm根据课本 p.157 表 8-9 ，圆整为 dd2250mm(4)确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld。1)根据课本 p.152 式 8-20 ，得0.7( d d1 d d2 )a02(d d1d d2 )0.7 (90 250)a02 (90250)故得，2380680a初步定中心距为：a0500mm2)由课本 p.158 式 8-22 计算带所需的基准长度。L d02a0(d d1d d 2(d d 2 d d1 ) 2)24a02500(90(25090)2

11、2250)5001546.6mm4由课本 p.146 表 8-2选带的基准长度 Ld=1550mm 。3)按课本 p.158 式 8-23计算实际中心距 a 。a a0LdLd05001550 1546.6501.7mm22根据课本 p.158 式 8-24 可得中心距的可变化围为：amina0.015Ld501 0.015 1550 477.75mmamaxa0.03Ld501 0.03 1550 547.5mm所以中心距的变化围为：477.75mm547.5mm 。(5)验算小带轮上的包角 11 1800( dd 2dd1) 57.30aWord 文档.1800(25090)57.3009

12、00501151(6)计算带的根数Z1)计算单根 V 带的额定功率 Pr由 dd1 =90mm 和 nd1 =1440r/min ，查课本 p.152 表 8-4a 得 p0 1.07kW根据 nd 11440rmin ， iv 2.5 和 A 型带，查课本 p.153表 8-4b得 p00.17kW ，查课本 p.155 表 8-5 可以得K0. 92 ，查课本 p.146表 8-2得 K L0.98 ，于是得，pr( p0p0 )K K L (1.070.17)0.920.981.117kW2)计算 V 带的根数 Zpca8.25，所以 Z取 8根。Z7.38pr1.117(7)计算单根

13、V 带的初拉力的最小值 (F0)min由课本 p.149 表 8-3 得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m所以由课本 p.158 式 8-27 得，(F0 )min500( 2.5K ) pcaqv2KZv500 (2.5 0.92) 8.35 0.1 6.782 136.789N 0.92 8 6.78应使带的实际初拉力F0(F0 )min(8)计算压轴力 Fp由课本 p.159 式 8-28 可得压轴力的最小值为：1( Fp ) min2Z (F0 ) min sin2Word 文档.151028 136.789sin2118.91N2五、斜齿圆柱齿轮的设计计算1、高速级已知输入功

14、率 P16.82kW ，齿数比为 3.33，小齿轮的转速为576r/min ，由电动机驱动，使用期为10 年（每年工作 300 天），单班制，输送机连续单向运转。（ 1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7 级精度。3）因传递功率不大转速不高，由课本p191 表 10-1 选择小齿轮材料为45（调质后表面淬火），硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质后表面淬火），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数 z124 ，大齿轮 z23.33 2479.92 ，取 80。5）选取螺旋角。初选螺旋

15、角114（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算3 2KT1 u1ZH ZE2由设计公式进行计算，即,其中 i Fu 3.33d1tudH1）小齿轮转矩 T1 112800 N ? mmdd1 =90mm2）试取载荷系数 K t 1.33）由课本 p217 图 10-30 选取区域系数 Z H2. 43314) 由课本 p201 表 10-6查得材料弹性影响系数 Z E189. 8MPa25）由课本 p205 表 10-7选取齿宽系数d1Word 文档.6）由课本 p215 图 10-26 查得 10.79， 20. 89，则121.687) 由课本 p209 图 10-21d 按齿面的硬度查得小

16、齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限H lim2550MPa8）计算应力循环次数N160n1 jL h605761 1 8300108.29108N2N1 / u8.29108 / 3.332.491089）由课本 p208 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数KHN10. 96KHN20. 9810）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则H1KHN1lim 1/S0. 96600576MPaH2KHN2lim 2/S0. 98550539MPa则H539MPa11）试算小齿轮分度圆直径d 1t2d1t3 2K t T1 u 1 ZH Z

17、E55.12mmudH12）计算圆周速度 vv(d1t n1) /(601000)(51.45 480) /(60 1000)1.661m / s13）计算齿宽 b 及模数 mntbd d1t1 55.1255.12mmv6.78m / sd d 2250mma0500mmWord 文档.d1 t cos 155 .12 cos14mnt2.228mmz124h2.25mnt2.252.2285.013mmLd=1550mmb / h55.12 / 5.01310.99514）计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 24 tan141.90515）计算载荷系数 Ka 501m

18、m根据齿轮工况， 查课本 p193 表 10-2 得 K A1.25，根据 v=1.661m/s,7 级精度，由课本 p194图 10-8查得动载系数 KV 1.05由课本 p195表 10-3查得齿间载荷分配系数 KHKF1. 2由 课 本 p197表10-4 得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数K H1. 42由课本 p197图 10-13 得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF 1.3则接触强度载荷系数KKAKV KH KH1.25 1.05 1.2 1.42 2.23616）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1t3 K / K t055.44mm1151mnd1 cos / z155

19、.44 cos14 / 24 2.241mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数K K AKV K F K F 1.25 1.05 1.21.3 2.04752）根据纵向重合度1. 903 ，查得螺旋角影响系数 Y0. 883）计算当量齿数Word 文档.zv1z1/ cos3124 / cos3 1426.272zv 2z2/ cos3180 / cos3 1487.5744）查课本 p200 表 10-5 得YFa 1 = 2.63 , YSa1 = 1.60 ,YFa 2 = 2.22 ， YSa2 = 1.785）计算弯曲疲劳许用应力由课本 p208 图 10-22 查

20、得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.89 ， K FN 2 =0.9取安全系数 SF1. 4由课本 p209 图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN1500MPaFN 2380MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力F 1 F 2KKFN 1FN1 / SF0.89500 / 1.4317.9MPaFN 2FN2 /SF0.9380 /1.4244.3MPa6）计算大小齿轮的 YFaYSa /F 并加以比较YFa1YSa12.631.600.01324 F1317.9YFa 2YSa22.221.780.01618 F2244.3大齿轮的数值大7）模数 mn2KT1Y cos21YF

21、a YSa1.856mmmn?3d z12 F 对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值mn2mm，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度(F0 )min136.789N圆直径 d155.44mm，来计算应有的齿数Word 文档.z1d1 cos55.44cos14mn226.897故取 z1 27 ，则 z2z1 iF27 3.33 89.91，取 z2 90 。8）计算中心距a1(z1 z2)mn(2790)22cos 12cos14120.582mmFp 2118.91N将中心距圆

22、整为 a1120mm9）按圆整后的中心距修正螺旋角1 arccos (z1z2 )mn 2aarccos ( 2790) 212.8392120因1 值改变不多，故参数、 K、 Z H 等不必修正。10）计算大、小齿轮的分度圆直径z1mn272取 d156mm.d155.385mm ,cos1cos12.839z2 mn902， 取 d2185mmd2184.62mmcos1cos12.83911）计算齿轮宽度bd d1155.38555.385mm圆整后取 B254mm； B159mm12）计算齿顶高ha 、齿根高 hf 、齿全高 h 、顶隙 c ：hh *m1mmmmaan22hh*c *

23、m( 1mmmmf( a) n0. 25) 22. 5hhahf2. 5 2 4. 5mmcc * m0. 25mmmmn20. 513）计算齿顶圆直径 d a 1、 d a 2 、齿根圆直径 d f 1、 d f 2 ：Word 文档.da1d12ha(56 2 2)mm 60mmda 2d22ha(185 2 2)mm 189mmd f 1d12hf(56 2 2.5)mm 51mmd f 2d22hf(185 2 2.5)mm 180mm14）齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。（4）大齿轮结构设计T1112800因为齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于 500mm ，故以

24、选用腹板式结N ? mm构为宜。有关尺寸按课本p232 图 10-39 推荐用的结构尺寸设计。K t1.3D 0da 14 2 189 28161mm ， C0.3B 0.3 54 16.2mmZ H2. 433D4mm(由后面轴设计得 )，故 D31.6D41.6mm1ZEMPa2189. 8D1(D0 D3) /2(16174)/ 2117.5mm，d1D20.35(D0 D3 )0.35(161 74)30.45mm具体参照大齿轮零件草图(见下图 )。1 .68Word 文档.2、低速级已知输入功率 P26.62kW ，齿数比为 2.56，小齿轮的转速为172.97r/min ，由电动机

25、驱动，使用期为10 年（每年工作300 天），单班制，输送机连续单向运转。（ 1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7 级精度。3）因传递功率不大转速不高，由课本p191 表 10-1 选择小齿轮材料为45（调质后表面淬火），硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质后表面淬火），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数 z340 ，大齿轮 z42.5640102.4 ，取 z4103 。5）选取螺旋角。初选螺旋角212（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算Word 文档.2KT2 u1ZH Z

26、E2v=1.661m/s由设计公式进行计算，即,其中 iS2.56 ,d3t3udH1）小齿轮转矩 T2368110N ?mm2）试取载荷系数 Kt 1.63）由课本 p217 图 10-30选取区域系数 Z H2.4514) 由课本 p201表 10-6查得材料弹性影响系数 Z E189. 8MPa25）由课本 p205表 10-7选取齿宽系数 d16）由课本 p215图 10-26查得 1 0.78，2 0.86 ，则121.647) 由课本 p209 图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限H lim2550MPa8）计算

27、应力循环次数N360n1 jLh60172.97 11 8300 102.49108N 4N 3 / u2.49108 / 2.569.71079）由课本 p208 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 30.86K HN 40.88mn2.241mm10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则H3K HN3lim 3 / S( 0.86600) /1516MPaH4K HN4lim 4 / S(0.88550) /1484MPa则H484MPa11）试算小齿轮分度圆直径d3tWord 文档.2KT2 u1 Z H2ZE97.33mmd3t3uY0. 88dH12

28、）计算圆周速度 vv (d3 t n2 ) /( 601000 )(97.33172 .97 ) /( 60 1000 )0.881m / s13）计算齿宽 b 及模数 mntbd d3t197.33 97.33mmd31tcos297.33 cos12mntz33.173mm30h2.25mnt2.253.1737.14 mmb / h97.33 / 7.1413.63214）计算纵向重合度0.318 d z3 tan20.318 1 30tan122.0215）计算载荷系数 K根据齿轮工况， 查课本 p193 表 10-2 得 K A1.25，根据 v=0.881m/s,7 级精度，由课本

29、 p194图 10-8查得动载系数 KV1. 05由课本 p195表 10-3查得齿间载荷分配系数 KHKF1. 2由课本 p197表 10-4得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数K H1.428由课本 p197图 10-13 得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数K F1.45则接触强度载荷系数KK AKV K H K H1.25 1.051.2 1.4282.249116）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径Word 文档.d3d3t3K / Kt97.3332.2491 /1.6109.029mmmnd3 cos 2 / z3 109.029 cos12 / 40 2.666mm（3）按齿根弯曲疲

30、劳强度设计斜齿轮重要1）确定弯曲强度载荷系数 KK AKV K F K F 1.25 1.051.2 1.45 2.2842）根据纵向重合度2.02 ，查得螺旋角影响系数 Y参数：0.7973）计算当量齿数zv 3z3 / cos3240 / cos3 1242.741z127zv 4z4 / cos32103/ cos3 12110.0586z2904）查课本 p200表 10-5 得YFa 3= 2.52 ,YSa3 = 1.63 ,YFa 4 = 2.23 ， YSa4 = 1.775）计算弯曲疲劳许用应力mn2mm由课本 p206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 3 =0

31、.89， K FN 4 =0.9取安全系数 SF1. 4由课本 p208 图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN 3500MPaFN 4380MPaa1 120mm按脉动循环变应力确定许用弯曲应力F 3 F 4KKFN 3FN3 / SF0.89500 / 1.4317.9MPaFN 4FN4 /SF0.9380 /1.4244.3MPa6）计算大小齿轮的 YFaYSa /F 并加以比较YFa 3YSa32.69 1.575 F30.01332317.9YFa 4YSa42.24 1.75 F40.01605244.3112.839大齿轮的数值大7）模数 mnWord 文档.2KT2

32、Y 2 cos22YFa YSa2.138mmmn 3d z32?F 对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 与由齿根弯曲疲劳d156mm强度计算的法面模数相差较大，取标准值mn4mm ，已满足齿根弯曲疲d2185mm劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径 d3109.029mm，来计算应有的齿数B159mmd3 cos2 109.029cos1235.54z33B254mmmn故取 z3 37，则 z4z3i S36 2.56 92.16 ，取 z493。8）计算中心距( z3 z4 ) mn (3793)3199.356mma22 cos122

33、 cos2将中心距圆整为 a2199mm9）按圆整后的中心距修正螺旋角2 arccos ( z3z4 ) m n 2aarccos (3793) 312 .832200因值改变不多，故参数、 K、 Z H 等不必修正。10）计算大、小齿轮的分度圆直径d3z3 mn373， 故取 d393mmcos92.84mm2cos12.83d4z4 mn933， 故取 d4287mmcos286.144mm2cos12.8311）计算齿轮宽度bd d31 109.029109.029mmWord 文档.圆整后取 B4110mm； B3115mm12）计算齿顶高 ha 、齿根高 hf 、齿全高 h 、顶隙

34、c ：haha* mn1 3mm3mmhf( ha*c* )mn(10.25) 3mm 3.75mmhha hf33.756.75mmcc* mn0.253mm0.75mm13）计算齿顶圆直径 da 3da4 、齿根圆直径 d f 3 d f 4 ：dddda 3d32ha(11423) mm120mma 4d42ha( 28723)mm293mmf 3d32h f(11423.75) mm106.5mmf 4d 42h f(28723.75)mm279.5mm14）齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。（4）大齿轮结构设计因为齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于 500mm ，故

35、以选用腹板式结构为宜。有关尺寸按课本p231 图 10-39 推荐用的结构尺寸设计。D 0da 14 3 293 42 251mm，C 0.3 B0.3 110 33mmD492mm(由后面轴设计得 )，故 D31.6D4 1.692 147.2mmD1(D0 D3)/ 2(265 147.2) / 2206.1mm，D20.35(D0 D3)0.35(251 147.2) 36.33mm具体参照大齿轮零件草图(见下图 ) 。Word 文档.六、轴的设计及校核计算1、初算轴径输入轴的设计计算1）已知： 111P6.82KW , n576 r / min ,T 112 .8 N ? m2）选择材

36、料并按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 280HBS，b640Mpa ，根据课本 P366（ 15-2 ）式，并查课本 p370 表 15-3 ，取 A0115 。 dmin1153 6.82 / 57626.18mm 。考 虑 到 最 小 直 径 处 要 连 接 带 轮 要 有 键 槽 ， 将 直 径 增 大5%， 则d=26.18 (1+5%)mm=27.489mm 。则取 dI 28mm。中间轴的设计计算1）. 已知： P26.62KW , n2172.97r / min ,T2368110N ? m2）选择材料并按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 280HBS，b640Mpa ，根

37、据课本 P370（ 15-2 ）式，并查Word 文档.课本 p370 表 15-3 ，取 A0 115。 dmin1153 6.62 /172.97 38.66mm 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，有两个键槽， 则将直径增大10%，则 d=38.66(1+10%)mm=42.529mm 。则取 d 43mm 。输出轴的设计计算1）. 已知： P26.42KW , n267.57r / min ,T2942.37N ? m2）选择材料并按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 280HBS，b 640Mpa ，根据课本 P370（ 15-2 ）式，并查课本 p370表 15-3 ，取 0115。 dmin1156.42 / 67.57 52.473mm 。A考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求