带式运输机的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计_课程设计

1、课程设计题目：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器（机电工程学院）姓名：班级：学号：专业：院系：指导老师：目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21.传动装置总体设计方案32.电动机地选择43.确定传动装置地总传动比和分配传动比54.计算传动装置地运动和动力参数56.齿轮地设计87.滚动轴承和传动轴地设计198.键联接设计269.箱体结构地设计2711.联轴器设计30四设计小结31五参考资料32一 . 课程设计书设计课题 :设计一用于带式运输机上地两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转不大 ,空载起动 ,卷筒效率为0.96( 包括其支承轴承效率地损失),减速器小批量生产,载荷变化,使用期限8年

2、 (300 天 /年 ),两班制工作 ,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压 380/220V表一 :题号12345参数运输带工作拉力（kN ）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（ mm ）250250250300300二 . 设计要求1.减速器装配图一张(A1).2.CAD 绘制轴、齿轮零件图各一张(A3).3.设计说明书一份.三 . 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机地选择3. 确定传动装置地总传动比和分配传动比4. 计算传动装置地运动和动力参数5. 设计 V 带和带轮6. 齿轮地设计7. 滚动轴承和传动轴地设计

3、8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成.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，要求轴有较大地刚度 .3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级.其传动方案如下：I23 1II 5PwPdIII4IV图一 :(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示 .选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）.传动装置地总效率aa32 0.96 ×.9832；1 234 50×0.95×0

4、.97 ×0.96 0.7591为 V 带地效率 ,1 为第一对轴承地效率，3为第二对轴承地效率，4为第三对轴承地效率，5为每对齿轮啮合传动地效率（齿轮为7 级精度，油脂润滑 .因是薄壁防护罩,采用开式效率计算).2.电动机地选择电动机所需工作功率为：P P/ 1900×1.3/1000×0.759 3.25kW,执行机构地曲柄转速为n 100060v=82.76r/min，D经查表按推荐地传动比合理范围，V 带传动地传动比i 2 4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i8 40，则总传动比合理范围为i 16 160，电动机转速地可选范围为n i×n（ 16

5、160）×82.76 1324.16 13241.6r/min.综合考虑电动机和传动装置地尺寸、重量、价格和带传动、减速器地传动比，选定型号为Y112M 4 地三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A ，满载转速nm1440 r/min ，同步转速1500r/min.方电 动 机额定电动机转速电动机参 考传动装置地传动比案型号功率r重量价格P edminN元同 步满 载总 传V 带减速器kw转速转速动比传动1Y112M-441500144047023016.152.37.02中 心外型尺寸底脚安装尺地脚螺栓轴 伸尺装键部位尺高L×（ AC/2+AD ）×H

6、D寸 A×B孔直径 K寸 D×E寸 F×GD132515 ×345 ×315216 ×1781236×8010 ×413.确定传 动 装置 地 总传 动 比和分配传动比（ 1）总传动比由选定地电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia n/n1440/82.76 17.40（ 2）分配传动装置传动比i a i 0 ×i式中 i 0 ,i1 分别为带传动和减速器地传动比 .为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 2.3 ，则减速器传动比为i ia / i0 17.40/2.3 7

7、.57根据各原则，查图得高速级传动比为i1 3.24，则 i 2 i / i1 2.334.计算传动装置地运动和动力参数（ 1）各轴转速n nm / i0 1440/2.3 626.09r/minn n / i 1 626.09/3.24 193.24r/minn n / i 2 193.24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min（ 2） 各轴输入功率P pd × 1 3.25×0.96 3.12kWP p × 2×33.12 ×0.98 ×0.952.90kWP P × 2× 2.

8、97 ×0.98 ×0.95 2.70kW 3P P × 2× 4=2.77 × 0.98 2×.57kW0.97则各轴地输出功率：P P ×0.98=3.06 kWP P ×0.98=2.84 kWP P ×0.98=2.65kWP P ×0.98=2.52 kW（ 3） 各轴输入转矩T1 = Td ×i0 × 1 N m·电动机轴地输出转矩Td =9550 Pd =9550 ×3.25/1440=21.55 N ·nm所以 : T Td &#

9、215;i 0 ×1 =21.55 2×.3 ×0.96=47.58 N m·T T ×i1 × 1 × 2=47.58 ×3.24 ×0.98 ×0.95=143.53 N m·T T ×i 2× 2 ×3 =143.53 ×2.33 ×0.98 ×0.95=311.35N m·T=T×3× 4 =311.35 ×0.95 ×0.97=286.91 N m·输出转矩

10、： T T ×0.98=46.63 N m·T T ×0.98=140.66 N m·T T ×0.98=305.12N m·T T ×0.98=281.17 N m·运动和动力参数结果如下表轴名功率 PKW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401 轴3.123.0647.5846.63626.092 轴2.902.84143.53140.66193.243 轴2.702.65311.35305.1282.934 轴2.572.52286.91281.1782.936.齿轮地设

11、计（一）高速级齿轮传动地设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器地功率及现场安装地限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（ 1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数Z1 =24高速级大齿轮选用45 钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ 2 =i ×Z 1 =3.24 ×24=77.76取 Z 2=78. 齿轮精度按 GB/T10095 1998，选择 7 级，齿根喷丸强化.初步设计齿轮传动地主要尺寸按齿面接触强度设计32K t T1 u 1(ZH ZE )2d1tduH 确定各参数地值 :试选K t=1.6查课

12、本 P215图 10-30选取区域系数 Z H =2.433由课本 P214图 10-2610.782 0.82则0.780.821.6由课本 P202 公式 10-13 计算应力值环数N=60n j L =60 ×626.09 ×1×（ 2×8×300 ×8）11h=1.4425×10 9 hN 2 = =4.45×10 8 h#(3.25 为齿数比 ,即3.25=Z 2)Z1查课本P20310-19 图得： K1 =0.93K2 =0.96齿轮地疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 P202 公式

13、 10-12 得 : H1= K HN 1 H lim 1 =0.93 ×550=511.5 MPaSH 2K HN2H lim 2×450=432MPa=0.96S许用接触应力H ( H1 H 2 ) / 2 (511.5 432) / 2 471.75MPa查课本由 P198 表 10-6 得： Z E =189.8MP a由 P201 表 10-7 得 : d =1T=95.5 ×10 5 ×P1 / n1 =95.5 ×10 5 ×3.19/626.09=4.86 ×10 4 N.m3.设计计算小齿轮地分度圆直径d

14、1t32K t T1u 1(ZHZE )2d1tduH 3104=21.64.864.24( 2.433 189.8 ) 249.53mm11.63.25471.75计算圆周速度d1t n13.1449.53 626.09601000601.62m / s1000计算齿宽b 和模数 mnt计算齿宽bb=dd1t =49.53mm计算摸数 m n初选螺旋角=14d1tcos49.53 cos14mnt =Z12.00mm24计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25 mnt =2.25 ×2.00=4.50 mmb h = 49.53 4.5 =11.01计算纵向重合度=0.318d1 t

15、an0.318 124tan14 =1.903计算载荷系数K使用系数 K A =1根据 v1.62m / s,7 级精度 , 查课本由 P192 表 10-8 得动载系数 K V =1.07,查课本由 P194 表 10-4 得 K H地计算公式 :K H =1.120.18(12)23 ×b0.6 dd+0.23 ×10=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23 ×103 ×49.53=1.42查课本由 P195 表 10-13 得 : K F=1.35查课本由 P193 表 10-3 得 : K H= K F=1.2故载荷系数 :

16、KK KK HK H =1 ×1.07 ×1.2 ×1.42=1.82按实际载荷系数校正所算得地分度圆直径331.82K / K t =49.53 ×=51.73 mmd 1 =d 1t1.6计算模数 mnmn = d1 cos51.73cos142.09mmZ1244. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度地设计公式32KT1Y cos2YF YS)mn d Z 21 a(F 确定公式内各计算数值小齿轮传递地转矩 48.6kN·m确定齿数z因为是硬齿面，故取z 24， z iz 3.24 ×24 77.76传动比误差i uz/ z 78/

17、243.25i 0.0325，允许计算当量齿数z z /cos 24/ cos 3 14 26.27z z /cos 78/ cos 3 14 85.43 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1初选螺旋角初定螺旋角 14载荷系数KKK KKK=1×1.07 ×1.2 ×1.35 1.73查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y查课本由 P197 表 10-5得 :齿形系数 Y 2.592 Y 2.211应力校正系数Y1.596Y 1.774重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-3.2 ×（ 11） cos 1.88 3.2 ×（ 1/24 Z1Z

18、21/78） ×cos14 1.655 arctg（tg/cos） arctg （tg20/cos14 ） 20.64690 14.07609因为/cos，则重合度系数为Y 0.25+0.75 cos/ 0.673螺旋角系数 Y轴向重合度49.53sin 14o 1.825,2.09Y10.78YF FS计算大小齿轮地F 安全系数由表查得S 1.25工作寿命两班制，8 年，每年工作300 天小齿轮应力循环次数N1 60nkt 60×271.47 ×1×8×300×2×8 6.255 ×10大齿轮应力循环次数N2 N

19、1/u 6.255 ×10 /3.24 1.9305 ×10查课本由 P204 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF 1500MPa 大齿轮FF 2 380MPa查课本由 P197 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:K FN 1 =0.86K FN 2 =0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4K FN1FF 10.86500F 1 =S307.141.4KFN2FF 20.93380F 2 =S252.431.4YF 1FS 12.5921.5960.01347F 1307.14YF2FS 22.2111.7740.01554F 2252.43大齿轮地数值大.选

20、用 . 设计计算计算模数31.73 4.86 104cos2 14m n20.780.01554 mm 1.26mm124 21.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算地法面模数，按GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m n =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得地分度圆直径d 1 =51.73 mm来计算应有地齿数 .于是由 :z1=51.73cos14取 z 1 =25=25.097mn那么 z 2 =3.24 ×25=81几何尺寸计算计算中心距( z1 z2 )mn(2581)2a=109.25

21、 mm2 cos2 cos14将中心距圆整为110mm按圆整后地中心距修正螺旋角(12 ) mn(2581) 2=arccos2arccos14.012109.25因值改变不多 ,故参数, k, Z h 等不必修正 .计算大 .小齿轮地分度圆直径d 1z1mn252=51.53 mmcoscos14.01z2 mn812d 2 =166.97 mmcoscos14.01计算齿轮宽度B=d11 51.53mm 51.53mm圆整地B250 B155（二） 低速级齿轮传动地设计计算 材料：低速级小齿轮选用 45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数 Z1 =30速级大齿轮选用 45 钢正

22、火，齿面硬度为大齿轮240HBSz 2 =2.33 ×30=69.9 圆整取 z2 =70.齿轮精度按 GB/T10095 1998 ，选择 7 级，齿根喷丸强化 . 按齿面接触强度设计1. 确定公式内地各计算数值试选 K t =1.6查课本由P215 图 10-30 选取区域系数Z H =2.45试选12o,查课本由 P214 图 10-26 查得1 =0.832 =0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N 1 =60 ×n 2 ×j ×L n =60 ×193.24 ×1×(2 ×8×30

23、0 ×8)=4.45 ×10 8N14.451081.91 ×108N 2 =2.33i由课本 P203 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.94K HN 2 = 0.97查课本由 P207 图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极限大齿轮地接触疲劳强度极限H lim 1 H lim 1600MPa ,550MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力H 1= KHN1H lim 1 =0.94 600564 MPaS1H 2= KHN2H lim 2 =0.98 ×550/1=517 MPaSH ( H l

24、im 1H lim 2 )2540.5 MPa查课本由 P198 表 10-6 查材料地弹性影响系数Z E =189.8MP a选取齿宽系数d1T=95.5 ×105 ×P2 / n2 =95.5 ×105 ×2.90/193.24=14.33 ×10 4 N.m3u1Z HZE23 21.614.33 1043.332.45 189.82K tT1)2d1t(H 11.71()du2.33540.5=65.71 mm2. 计算圆周速度d1t n265.71 193.24m / s601000600.66510003. 计算齿宽b= d d 1

25、t =1×65.71=65.71 mm4. 计算齿宽与齿高之比bhd1t cos65.71 cos12模数m nt =302.142mmZ1mm齿高nt×2.142=5.4621h=2.25 m× =2.25b h =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 30 tan12 2.0286. 计算载荷系数 KK H =1.12+0.18(1+0.6d2 )d2+0.23 ×10 3 ×b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23103×65.71=1×.4231使用系

26、数 K A =1同高速齿轮地设计,查表选取各数值K v =1.04 K F =1.35K H=K F=1.2故载荷系数K K A K v K H K H =1×1.04 ×1.2 ×1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算地分度圆直径331.776K Kt =65.71 ×72.91mmd 1 =d 1t1.3计算模数mnd1 cos72.91cos12mmz1302.37723. 按齿根弯曲强度设计3cos2m2KT1YYF YSd Z21 F 确定公式内各计算数值（ 1）计算小齿轮传递地转矩 143.3kN·m（ 2）确定齿数

27、z因为是硬齿面，故取z 30，z i×z 2.33 ×30 69.9传动比误差i u z/ z 69.9/30 2.33i0.0325，允许（ 3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1（ 4）初选螺旋角初定螺旋角12（ 5）载荷系数 KK KKKK=1×1.04 ×1.2 ×1.35 1.6848（ 6） 当量齿数z z /cos 30/ cos 3 12 32.056z z/cos312 74.79770/ cos由课本 P197 表 10-5 查得齿形系数Y 和应力修正系数 YYF 12.491,YF22.232 YS 11.636,YS

28、2 1.751（ 7）螺旋角系数 Y轴向重合度 2.03Y 10.797（ 8）计算大小齿轮地YF FSF 查课本由 P204 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1500MPaFE 2380MPa查课本由 P202 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.90K FN 2 =0.93S=1.4F 1K FN1FE 10.90 500=321.43MPaS1.4KFN2FF 20.93 380F2=S252.43MPa1.4计算大小齿轮地YFa FSa ,并加以比较F YFa 1 FSa12.491 1.636F 1321.430.01268YFa 2 FSa22.23

29、21.7510.01548 F2252.43大齿轮地数值大 ,选用大齿轮地尺寸设计计算 . 计算模数31.433 10 5cos2 1221.68480.7970.01548mn13021.71mm 1.5472mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算地法面模数，按GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m n =3mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得地分度圆直径d 1 =72.91 mm来计算应有地齿数 .72.91cos12=27.77 取 z1 =30z1=mnz 2 =2.33 ×30=69.9取 z

30、2 =70 初算主要尺寸计算中心距a=( z1z2 )mn(3070)22 cos=2cos12=102.234 mm将中心距圆整为103mm修正螺旋角(12 ) mnarccos(3070) 213.86=arccos22103因 值改变不多 ,故参数, k, Zh 等不必修正分度圆直径z1mn302d 1 =61.34 mmcoscos12d 2 =z2 mn702mm=143.12coscos12计算齿轮宽度bd d1172.9172.91mm圆整后取B175mm B280mm2.31.6低速级大齿轮如上图：V 带齿轮各设计参数附表1.各传动比V 带2.32. 各轴转速 n (r/min

31、)626.093. 各轴输入功率 P（ kw ）3.124. 各轴输入转矩 T (kN ·m)47.585. 带轮主要参数小轮直径大轮直径（ mm）（mm ）90224高速级齿轮低速级齿轮3.242.33(r/min)n(r/min)(r/min)193.2482.9382.93（ kw ）（ kw ）P (kw)2.902.702.57(kN ·m)(kN ·m)T(kN ·m)143.53311.35286.91距a基准长度中心带地根数 z（ mm）（ mm）471140057.传动轴承和传动轴地设计1. 传动轴承地设计 . 求输出轴上地功率P 3

32、，转速 n3 ，转矩 T3P 3 =2.70KWn3 =82.93r/minT3 =311.35N m . 求作用在齿轮上地力已知低速级大齿轮地分度圆直径为d 2 =143.21mm而2T32311.354348.16 NF t =143.21 10 3d 2tanntan 20oF r = F tcos4348.16cos13.86o1630.06NF a = F t tan=4348.16 ×0.246734=1072.84N圆周力 F t ，径向力F r 及轴向力F a 地方向如图示: .初步确定轴地最小直径先按课本15-2 初步估算轴地最小直径,选取轴地材料为45 钢,调质处

33、理 ,根据课本 P361表153取 Ao112d minAo 3P335.763mmn3输出轴地最小直径显然是安装联轴器处地直径d ,为了使所选地轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器地型号查课本 P343表141,选取 K a1.5TcaK a T31.5311.35 467.0275Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册22 112选 取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm, 半 联 轴 器 地 孔 径d1 40mm, 故取 d 40mm.半联轴器的长度 L 112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L1 84mm .根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度为了满足半

34、联轴器地要求地轴向定位要求, -轴段右端需要制出一轴肩,故取 -地直径 d 47mm。左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm 半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故 -地长度应比略短一些 ,现取 l 82mm初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力地作用,故选用单列角接触球轴承 .参照工作要求并根据d 47mm,由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组标准精度级地单列角接触球轴承7010C 型 .dDBd 2D 2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309

35、B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴地设计对 于 选 取 地 单 向 角 接 触 球 轴 承 其 尺 寸 为 地 dDB50mm80mm16mm , 故d d 50mm。而 l 16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位. 由手册上查得7010C 型轴承定位轴肩高度hd取hmm 因此 d 57mm,0.07 ,3.5 ,取安装齿轮处地轴段d 58mm。齿轮地右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂 地 宽度 为75mm, 为了 使 套 筒端 面可 靠地 压紧 齿轮 , 此轴 段应 略短 于轮 毂宽 度 , 故取l 72mm. 齿轮地左端采用轴肩定位 ,轴肩高 3.5,取 d 65mm.轴环宽度 b 1.4h ,取b=8mm.轴承端盖地总宽度为 20mm( 由减速器及轴承端盖地结构设计而定) . 根据轴承端盖地装拆及便于对轴承添加润滑脂地要求,取端盖地外端面与半联轴器右端面间地距离l 30mm ,故取l 50mm.取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm,两圆柱齿轮间地距离c=20 mm.考虑到箱体地铸造误差 ,在确定滚动轴承位置时 ,应距箱体内壁一段距离s,取 s