机械设计课程设计_二级斜齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图1 电动机 2 V带3 齿轮减速器4 联轴器 5 滚筒 6 输送带三、工作条件该装置单向传送 , 载荷平稳 , 空载起动 , 两班制工作 , 使用期限 5 年（ 每年按 300 天计算）, 输送带的速度容许误差为 5%.四、原始数据滚筒直径 D（mm）： 320运输带速度 V（ m/s）： 0.75滚筒轴转矩T （ N m : 900五、设计工作量1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V 带传动的设计计算5.

2、 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12.参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后，需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计2. 在指定的教室内进行设计.电动机的选择、电动机输入功率Pw60vnw 2 Rn60 0.75 244.785r/min2 3.14 0.32PTnw9550900 44785 4.219kw 9550、电动机输出功率Pd其中总效率为3轴承232齿轮 联轴 滚筒 0.96 0.990.970.99 0.

3、96 0.833Pd 巴 4219 5.083kw0.833查表可得丫132S-4符合要求,故选用它。Y132S-4（同步转速1440r min，4极）的相关参数表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5.fkw1440 r/min2200N mm2300N mm68 kg二.主要参数的计算、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i总仏 上匹 32.15nw 44.785查表可得V带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35,展开式二级圆柱齿轮减速器i11.31.5 i2初分传动比为iv带2.5, 1 4.243 i2 3.031、计算传动装置的运动和

4、动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为I ,U，川轴，则1、各轴转速nmiV带14402.5576 r. minnn 些-76 135.753 mini14.243n l344.288mini23.0312、各轴功率PnPin P轴承齿轮 5.28 0.99 0.975.070kwPrnP nmP轴承齿轮 5.070 0.99 0.974.869kw3、各轴转矩Td9550 Pd-95505.536.476 N mnd1440TITdJ带 0i 36.4762.5 0.9687.542 N mPd 01pv带 5.5 0.96 5.28kwT TI1 in 87.542 4.243 0.

5、99 0.97356.695 N mT皿 Tni2 n皿 356.695 3.031 0.99 0.971038.221 N m项目电机轴高速轴I中间轴n低速轴m转速(r/min)1440576135.75362.706功率(kw)5.55.285.0704.869转矩Ngm36.47687.542356.6951038.221传动比2.54.2433.031效率0.960.960.922三V带传动的设计计算、确定计算功率Pea查表可得工作情况系数kA 1.2故 Pea kA P 1.2 5.5 6.6kw、选择V带的带型根据Pea、n，由图可得选用A型带。、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

6、1、初选小带轮的基准直径ddi。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径dd1 90mm2、验算带速v按计算式验算带的速度v90 1440 6.782ms60 1000 60 1000因为5 m/s v 30 m/s 故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径dd2按式(8-15a)计算大带轮的基准直径 dd2 iV带dd1 2.5 90225mm根据教材表 8-8，圆整得 dd2 224mm。4、确定V带的中心距a和基准直径Ld(1)按计算式初定中心距 a。500mm(0.7(ddi dd2)ao2(ddidd2)(2) 按计算式计算所需的基准长度2(dd 2 dd i)Ld0 2a0 -(d

7、di dd2)咚 也24a。2 430 2(90224)(224490)2430=1364mm查表可选带的基准长度Ld 1400 mm(3) 按计算式计算实际中心距aa a0 旦丛 (4301400 1364 )mm 448 mm2 -中心距的变化范围为 427 mm : 490 mm 。5、验算小带轮上的包角 1o57.31180d d2 dd1a180o 22457.3 o90 -448o1631206、计算带的根数(1)计算单根V带的额定功率Pr1.064kw由dd1 90mm和n 1440n min查表可得P00.956、根据 n 1440 r-min，i 2.7 和 A型带，查表可得

8、F0 0.169kw、kkL 0.96。故 FrF0F0 k kL1.064 0.169 0.956 0.96 1.132kw(2)计算V带的根数ZFCaF6.61.1325.830故取V带根数为6根7、计算单根V带的初拉力的最小值F0 min查表可得A型带的单位长度质量q 0.10kg m应使带的实际初拉力F0F0 min。8、计算压轴力Fp压轴力的最小值为1Fp min 2Z F0 min Sin 于2 6 136sin1631614 N2四减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2） 运输装置为一

9、般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3） 材料选择：查表可选择小齿轮材料为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（4）选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z24.243 2085，取Z 85（5）选取螺旋角，初选螺旋角14o2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d1t2ktT1 u 1ZhZe（1）确定公式内的各计算数值试选 kt1.6，由图 10-26 1 0.740，2 0.820则有1.560小齿轮传递转矩T1 87.542 Ngm查图10-30可选取区域系数Zh2.433查表10-7可选取齿宽系数查表10-6可得材

10、料的弹性影响系数Ze1189.8MP?。 查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550 MPa。2.5 k PCaF0 i 5000 mink Zvqv2 (5002 0956 6.6 o 6.782n 136N0.9566 6.782 按计算式计算应力循环次数N160qjLh 60 576 12 8 300 58.294 108N288.294 1081.95 104.243 查图可选取接触疲劳寿命系数kHN1 1.02，kHN2 1.12。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%kHN 1 H lim1S安全系数

11、S 1，按计算式(10-12)得1.02 600 612MPakHN2 Hlim2 1.12 550S616MPa612 J6614MPa(2) 计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t32 1.6 87.542 1000 5.241 1.5604.2422.433 189.861450.07mm0.318 dZ1 tan0.318 1 20 tan 14o 1.586 计算圆周速度60 1000血07 576 1.509ms60 1000 计算齿宽b及模数mntbdd1t1 50.0750.07 mmmntd1t cos乙50.07 cos14202.429mmh 2.2

12、5mht 2.25 2.429mm 5.466mm50.075.4669.16 计算总相重合度 计算载荷系数k查表可得使用系数kA 1，根据v 1.509ms , 7级精度，查表10-8可得动载 系数kv 1.07 ,由表10-4查得Kh的值与直齿轮的相同，为1.419 kF 1.350，kH kF 1.4故载荷系数 k kAkv kH kH1 1.07 1.4 1.419 2.126 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得3 3fk2.126d145.814 55.046 mm 计算模数mnmn5546 如4。2.671mm20按齿根弯曲强度设计，按计算式（10-17）22kT1

13、Y cosYFaYsad乙2(1)确定公式内的各计算数值 、计算载荷系数k kAkVkF kF1 1.07 1.4 1.35 2.022 根据纵向重合度1.586，查图10-28可得螺旋角影响系数Y 0.88 查图可选取区域系数ZH 2.433，30.795，40.875则有341.67 查表取应力校正系数YSa1 1.569，YSa2 1.783。 查表取齿形系数Yi 2.724，YFa2 2.194。（线性插值法） 查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa。0.90。 查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN10.87，kFN2计

14、算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S 1.4，按计算式(10-22)计算得kFN1 FE10.87 500310.714MRkFN 2 FE20.90 380244.286MPamn2 2.022 87.542 1000 0.88 cos214V1 202 1.5860.0161.979mm计算大、小齿轮的Yf 并加以计算FYFa1YSa12.724 1.5690.014F 1310.7142YSa22.194 1.7830.016F 2244.286大齿轮的数值较大。(2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的法面模数，故取 mn 2mm ,

15、已可满足弯曲强度，但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d1 55.046mm来计算应有的齿数，于是有d1 cosmn55.046 cos1/226.705取 Z1 27，贝U Z2 i1Z1 4.243 27 1154、几何尺寸计算(1)计算中心距Z1 Z2 mn a2cos2711522 cos14。146.347mm将中心距圆整为a 147mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角2711522、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d3t25 u 1 d uZhZeIH14.986乙 Z2 mn arccosarccos 2a2 147因 值改变不多，故参数 、k、Zh等

16、不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d127 2。55.901 mmcoscos14.986d2115 2238.099 mmcoscos14.986(4) 计算齿轮宽度b dd11 55.90155.901 mm圆整后取 B1 55mm， B2 60mm。、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮 （或大齿轮）的材料，没有特殊情 况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材 料为40Cr（调质），硬度为52HRC

17、大齿轮材料为45钢（调质），硬度为45HRC.（4）选小齿轮齿数Z3 23，大齿轮齿数J 23 3.031 70.924 70（5）选取螺旋角，初选螺旋角14。（1）确定公式内的各计算数值 试选kt1.6 小齿轮传递转矩T2 356.69NgmZh 2.433 ,30.765,40.870贝U有341.6351 查表可得材料的弹性影响系数ZE 189.8MP。 查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 4 550 MPa oN360njLh 60 135.753 128 300 51.955 1(fN481.955 106.450

18、1073.031查图可选取接触疲劳寿命系数kHN 31.12， kHN 41.18 O 按计算式计算应力循环次数 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S1,于是得kHN 3 H Iim3SkHN 4 H Iim4S1.12 6001.18 550672MPa649MPa空空 660.5 MPa(2) 计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d3t3 2 1.6 3.567 105 4.03122.433 189.81 1.673.031660.576.848mm计算圆周速度v60 1000计算齿宽b及模数mJbdd3t 1 76.84876.848mmmntd3t cos7

19、6.848 cos14oc3 240mmZ30.1 11 1 123h2.25 mnt2.25 3.2407.29mmb76.84810.54h7.29计算总相重合度0.318 dZa tan0.318 1 23 tan 14 1.824计算载荷系数k查表可得使用系数kA 1，根据v 0.546 m s , 7级精度，查表可得动载系数 kV 1.04，kH 1.425，kF 1.36，kH kF 1.4故载荷系数 k kA&kH kH 1 1.04 1.4 1.424 2.075按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,按计算式得3d3 d3tkkt76.8482.7583.804mm1.6 计

20、算模数md3cosrnn厶383.80423cos1/3.535mm3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 g2kT2Y cos2YFaYsa,dZ32(1)确定公式内的各计算数值计算载荷系数 k kAkV kF kF 1 1.04 1.1 1.36 1.556 根据纵向重合度1.824,查图可得螺旋角影响系数Y 0.88 计算当量齿数ZV3Z3 cos323cos314o25.178ZV4 & 岛a8 查表可取齿形系数 YFa3 2.616，YFa42.227。 查表可取应力校正系数Ys3 1.591，Ysa41.763。(线性插值法) 查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3 500MPa，

21、大齿轮的弯曲疲劳强 度极限 FE4 380MPa。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN30.90，kFN4 0.93。 计算弯曲疲劳许用应力0.90 500321.429MPa 1.40.93 380 r252.42制巳1.4取弯曲疲劳安全系数S 1.4，按计算式计算kFN3 FE3F 3 SKN 4 FE4F4 计算大、小齿轮的 邑星并加以计算YFa 3YSa32.616 1.591321.4290.013丫Fa4丫Sa42.227 1.763252.4290.016大齿轮的数值较大。(2)设计计算321 231.6352 1.556 356.695 10000 0.88 cos0.0162.57

22、2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 mn 3mm,已可满足弯曲强度，但为了同时 满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3 83.804mm来计 算应有的齿数，于是有Z3 虫叱 皑804 cos14 27.105mn14取 Z326，贝U 乙 Fa21 1 2329 02329N9、求该轴承应具有的额定载荷值因为P P2则有3360n2Lh60 127 2 8 300 5C P5391.454 J6 30602.810NV 106V106故7208AC符合要求。10、弯矩图的计算水平面:Fnh11664N,Fnh21118

23、N。BC段:AB段:NI 1则 MFnh1x,即 M 1664x (0 x 68.4)-IHJt3rs丿则MCD段:1xFt3(x 68.4)0 M 2280x 269770 (68.4 x 151.4)则MM铅垂面:AB段：F NHF 11IF t3!HiX Ft3(x 68.4) Ft2(x 151.4) 01118x 784227(151.4 x 206.4)。Fnv1 1629N,Fnv2 1128NNV1 H sMFnvI11F r-31F NViFsMFNV1X Fr3 (x 68.4)0M 147x 145296(68.4 x 151.4)CD段:I03F NVirsFsMFnv

24、1x Fr3(x 68.4) Fr2(x 151.4) M 巧 M a2 0M 1128x 232819(151.4 x 206.4)1629x 0 x 68.4M 147x 145296 68.4 x 151.4232819 1128x 151.4 x 206.4做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M H、Mv及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支持力F r1H1118NF r1V1128NFF r2H1664NF r2V1629 N弯矩MMh270928.860 NmmM V1163419.598N mmM V286873.080

25、 N mm总弯矩M1JMh2Mv12J270928.86C2163419.59$316399.134N mmm2Mv22J270928.86686873.0802284516.044N mm扭矩TT22.77327510 Nmm11、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （即危险截面C）的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力 MjT1 2ca W316399.13420.6 2.77327 105 20.1 48332.325MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得160MPa， c

26、a 1 ，故安全12、键的选择和校核一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不 在轴端，故选用圆头普通平键（A型）d 52mm,b 16mm,h 10mm.取键长L 40mm，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得P 120150MFa取其平均植，p 135MPa键的工作长度I L b 40 16 24mm键和轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.5 10 5mm52T 2 3.56695 10 贝U P110MPaP，故合适。kld 4 25 52所以选用：键 16mm 10mm 40mm GB/T 1096-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45。，各轴肩

27、处圆角半径见365页三、低速轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的Fte、Fre、Fae都是作用力与反作用力的关系，则Ft 玉 2 103822 n 3944N d4263.274Frtan anFtncos3944tan 200cos14.4031482N联轴器的计算转矩TcaKaT3，查表可得，考虑到转矩变化小，故取Ka 1.3Fa Ft tan3944 tan 14.403 1013N2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 A0112d minA0P3 112n34.86953.5mm44.788轴的最小

28、直径显然是安装联轴器处轴的直径 dz.口，为了使所选的轴直径di*与联轴器的孔径相配合，且对于直径 d 100mm的轴有两个键槽时，应增大10%-15%然后将轴径圆整，故取d“ 60mm。并选取所需的联轴器型号Tea KAT31.3 1038221Ngmm1349687Ngmm其公称转矩为2.8 106N mm。半联轴器的孔径d1 60mm，长度L 142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm4、拟定轴上零件的装配草图方案（见下图）5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，1- U轴段右端需制出一轴肩，故U -川段的直径dn-皿72 mm。 查

29、手册99页，选用LX4型弹性柱销联轴器L 初选滚动轴承 7051AC则其尺寸为d D B 75mm 115mm 20mm故dm IV dVII viii 75mm.左边轴承安装处有挡油环，取其长度为 20mm则 Liu iv 40mm. 挡油环右侧用轴肩定位，故可取d|V v 88mm 取齿面与箱体内壁距离a 18.5mm,轴承座距箱体内壁距离为s 8mm。用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮，VI VII段应略短于轮毂宽度，故取LVI VII 86mm,所以取LVII VIII 53mm. 齿轮左侧用轴肩定位，取 h 7mm,则dV VI 104mm，轴换宽度b 1.4h，取 LV

30、 VI 12mm。 由装配关系可确定Liv v 60mm. 计算得 L1145.5mm， L2132.5mm， L367mm。6、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键（A型）连接。轴与齿轮连接采用平键b h 25mm 14mm，L=70mm，齿轮轮毂与轴的配合为 旦？。n6同样半联轴器与轴连接，采用键 b h L 18mm 11mm 100mm。半联轴器与轴的配合为 巴。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选 k6轴的直径尺寸公差为m6。7、轴上齿轮所受切向力Fte 3944N，径向力Fre 1482N，轴向力Fae 1013NT3 1038221 Ngnmd

31、4 263.274mm， o&求两轴承所受的径向载荷FM和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图三r1VFre 146.8 Fae 善146.8 54.81482 146.8 1013201.6Fr2VFre Fr1v 1482 1740.605258.605263.27421740.605N146.8FMh耳 2871.921N146.8 54.8Fr2H Fte Fr1H 3944 2871.9211072.079Fr1 .iFr1V2 Fr1H2, 3029705.76 8247930.23 3358.219NFr2、._Fr2v266876.546 1149

32、353.382 1102.828N9、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd 0.68 FFd10.68 Fr1 0.68 3358.219N2283.589NFd2 0.68 Fr2 0.68 1102.828N749.923NFae Fd2 1762.923Fd1,故 Fa1Fae Fd2 5042.130NFa1 Fd12283.589N Fa2 Fd1 Fae 520.666N10、求轴承的当量动载荷R和P2Fa12283.589F a2520.66610.68 , 20.47。查表可得径向载何系数和轴F 3358.2191120.828向载荷系

33、数分别为：对于轴承1 X,1 , Y 0对于轴承2 X21 ,笔 0因轴承运转载荷平稳，按表13-6 , fp 1.0： 1.2，取fp 1则 pfp(X1F“ 丫几)1 1 3358.219 3358.219N。F2fp X2Fr2 场Fa21 1 1102.828 1102.828N11、求该轴承应具有的额定载荷值因为 P P2则有 Lh 也(2)10( 468004680060n P 60 44.7883358.21975700h预期寿命Lh 5 300 1624000h 故合格12、弯矩图的计算水平面：Fnh 1 1072 N , Fnh2 2852 N .AB段：弯矩为0BC段：Fs

34、M fnh1xM 1072x(0 x 132.5)CD段:M FNH1x Ft(x 132.5)0 M 2852x 568974 (132.5 x 199.5)1072x 0 x 132.5M2852x 568974(132.5 x 199.5) 铅垂面：FNvi 259 N FNv2 1741NJAB段弯矩为0BC段：F NVi !MFNV1x 0 M 259x (0 x 132.5)CD段:M F nv1 xFr(x 132.5) MaM 1731x 345335 (132.5 x 199.5)259x 0 x 132.5Mv1731x 345335(132.5 x 199.5)做弯矩图如

35、下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计 算出的截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支持力FF r1HF r2H2871.921 N1072.079 NF r1VF r2V1740.605N258.605N弯矩Mh142040 N mmM V134318N mmM V299031N mm总弯矩M1Jmh2 MV12 J1420402 ( 34318)2161909N mmm2Jmh2 MV22 J1420402 990312184000N mm扭矩TT31038221 N mm13、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯

36、矩和扭矩的截面 （即危险截面C）的 强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为M2（一T3）2ca安全。14、键的选择和校核45钢，调质处理，查表可得,60MPa，因此1840002 (0.6 1038221)20.1 903649539729008.911，故选键型为普通平键（A）根据d 90mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为:有表6-2查得许用挤压应力宽度b =25mm，高度h 14 mm。取键长L 70mm。键轴和毂的材料都是钢,120: 150MPa，取平均值 p 135MPa。键的工作长度I L b 70 25 45mm，键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h0.5 14 7mm，2T 103kld2 1038.221 1037