用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计说明书课题名称：带式输送机二级斜齿圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化班别：机电 12-4姓名：黄庆煜学号：12024410413指导老师：莫才颂2015年01月03日课程设计目录1、课程设计书及设计要求-22、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算-43、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）-74、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算-155、箱体设计及说明-286、键联接的选择和计算-307、联轴器的选择 -328、润滑和密封的选择-339、减速器附件的选择及说明-33参考资料 -34- 1 -课程设计1.机械设计课程设计任务书一、设计题目设计用于带式

2、运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器二、原始数据 (f6)原始数据学号滚筒直径输送带带速输送带从动轴的扭矩D(mm)V(m/s)T(N.m)133500.3650三、工作条件每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为±5%。四、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、 设计计算说明书字体端正，计算层次分明。五、设计说明书主要内容1、内容- 2 -课程设计（ 1）目录（标题及页次） ；（ 2）设计任务书；（ 3）前言（题目分析，传动方案的拟定等） ；（ 4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（ 5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数

3、）；（ 6）轴的设计计算及校核；（ 7）箱体设计及说明（ 8）键联接的选择和计算；（ 9）滚动轴承的选择和计算；（ 10）联轴器的选择；（ 11）润滑和密封的选择；（ 12）减速器附件的选择及说明；（ 13）参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1. 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（1）选择电动机的类型按要求选择 Y 系列三相异步电动机，电压 380V （2）选择电动机的容量工作机转速 nw =（60*1000v ） /( *D)=(60*1000*0.3)/( *350)=16.38r/min电动机所需工作功率为

4、：P P / 工作机需要的工作功率：Pw =T* n w =650*16.38/1000=1.11kw传动装置的总效率为：- 3 -课程设计14 * 22 * 3 * 4 * 5 0.994 *0.97 2 *0.95*0.96*0.970.80滚动轴承的传动效率为10.99闭式齿轮的传动效率为30.95联轴器的效率为20.97传动滚筒的效率为40.96带效率 5 0.97动机的效率为P w=1.11kw/0.80=1.39kwP因载荷工作时有轻微振动，电动机额定功率Ped 略大于 P 即可。由表 14-1 ， Y 系列电动机技术数据，选动机的额定功率P 为 2.2kw 。（3）确定电动机的转

5、速综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定型号为Y132S-8 的三相异步电动机，额定功率为2.2kw ，满载转速nm710 r/min，同步转速 750r/min。2. 确定传动装置的总传动比和分配传动比（ 1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 i a n /n710/16.38=43.34（ 2）各级传动装置传动比高速级传动比为- 4 -课程设计i1 (1.3* 43.34) =7.51则低速轴传动比i 2 i / i1 43.34/7.51=5.773. 计算传动装置的运动和动力参数电机轴： P0=Pd=1.39 KWn0

6、=710r/minT0=9550 * P1 =13.41 N mn1高速轴： P1= P1* n01n1= n0=710r/min9550* PT1=1=13.40 N m中间轴： P2=P1* n12n2= n1 =710/7.51=94.54 r/mini19550 * P2T2=12.25Nm低速轴： P3=P2*n 23n3= n2 = 94.54/5.77=16.38r/mini 29550 * P3T3=682.14 Nm滚筒轴：P4=P3* n34n4=n3/1=16.38/1=16.38 r/min9550 * P4T4= 623.84 Nm运动和动力参数结果如下表：轴名功率

7、P KW转矩 T Nm转速 r/min- 5 -课程设计输入输出输入输出电动机轴1.3913.41710高速轴1.381.3613.4013.27710中间轴1.271.2612.2512.1394.54低速轴1.171.16682.14675.3116.38滚筒轴1.071.05623.84617.6016.38轴承传动效率3、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）A 高速齿轮的计算1 选精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理；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。（2）精度等级选用

8、 7 级精度；（3）试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数 z2z1*i=24*7.51=180.24 ；- 6 -课程设计选螺旋角，初选螺旋角=142 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。3d1t2K t T1u 1 ( ZH Z E )2du H （1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt 1.352）选取齿宽系数 d 13）材料的区域系数ZH 2.4354）120.780.87则0.780.821.6 55 ）小齿轮传递的转矩为 105.42 N.m6) 材料的弹性影响系数 ZE 189.8 Mpa7）小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600

9、MPa大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 8）计算应力值环数N =60nj L×××（×××）11h =6071012836510=2.48 × 10 9N2 =2.48 ×109 /7.51=3.31×1089）查图 4.20得： Z 1 =1.03Z2 =1.0810）齿轮的接触疲劳需用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1, H1= ZN1H lim 1 =1.03× 600=618MPaSH2=ZN2H lim 2=1.08× 550=594 MPaS许用接触

10、应力H ( H1H 2 ) / 2 606MPa（ 2）设计计算小齿轮的分度圆直径 d1t- 7 -课程设计32K t T1u 1 Z H Z Ed1t)2u(H d3103=21.3513.47.51 1( 2.435 189.8 ) 224.4mm11.657.51606计算圆周速度d1t n13.142.44 710601000600.91m/ s1000计算齿宽 b 和模数 mnt计算齿宽 bb=dd1t =24.4mm计算模数 mn t=1.02初选螺旋角=14mnt = d1tcos24.4 cos140.99mmZ124计算齿宽与高之比bhh=2.25 mn t=2.25*1.0

11、2=2.30b= 24.402.30=10.61h计算纵向重合度=0.318d1 tan0.318 1 24tan14 =1.903计算载荷系数K使用系数 K A =1.35根据 v0.91m/ s ,7 级精度 ,查课本由图 4.9 得动载系数 KV =1.18查课本由图 4.12 得 K =1.11查课本由表 4-5得: K=KF =1.2故载荷系数 :K KA KVK K=1.35*1.18*1.2*1.11=2.12按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径:332.12d1 =d1tK / K t =24.4×=28.36mm1.35计算模数 mn :mn = d1 cos28.

12、36cos141.15mmZ124- 8 -课程设计(3).齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 :32KT1Y cos2YF YS)mn 2(F d Z11) 确定公式内各计算数值 计算载荷系数 KKKA KV KK=1.35*1.18*1.2*1.11=2.12 轴向重合度1.903螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数z z /cos24/ cos3 1426.27zz/cos180/ cos3 14 196.63查取齿形系数图 4.18Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数 Y 图 4.16Y1.596 Y1.775弯曲疲劳寿命系数 :KFN 1 =0.86KFN 2 =

13、0.93 弯曲疲劳应力F 1=K FN1FF 10.9 500321.4S1.4F 2=KFN2FF 20.95 380257.86S1.4 计算大小齿轮的YFFSF YF 1FS 12.5921.596F 10.01363303.57YF2 FS22.211.775F 20.01642238.86大齿轮的数值大 . 选用 .2）设计计算 计算模数- 9 -课程设计32.12* 134000* 0.88 * 0.4* 0.94* 0.016mmmn21.72mm1242按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =2mm z=128.36cos14 =13.76mn那么 z 2

14、 =1033 几何尺寸计算（1）计算中心距(z1z2 )mn=(14103) * 2=120.28 mma=2cos142 cos将中心距圆整为 120mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos( 12 )mnarccos(14103) 21322120因值改变不多 ,故参数, k, Z h 等不必修正 .（3）计算大 .小齿轮的分度圆直径d 1 = z1mn14 2 =28.737 mmcoscos13d 2= z2mn103 2 =211.419 mmcoscos13（4）计算齿轮宽度B= d1128.737mm28.737mm圆整的B29B 低速齿轮的计算1 选精度等级、材料及齿

15、数（1）材料及热处理；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。（2）精度等级选用 7 级精度；（3）试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数 z2138；2 按齿面接触强度设计3u 1 ZH Z E2K t T1)2d1tu(d H （1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt 1.6-10-课程设计2）选取尺宽系数 d 13）材料的区域系数ZH 2.4354） 10.7820.9则0.780.91.685 ）小齿轮传递的转矩为 24.4 N.m6) 材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa7）小齿

16、轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 8）计算应力值环数N =60nj L×××（×××）11h =60710 12836510=2.48 × 10 9N2 =2.48 ×109 /7.51=3.31 ×1089）查图 4.20得： Z 1 =1.03Z2 =1.0810）齿轮的接触疲劳需用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1, H1= Z N 1 H lim 1 =1.03× 600=618MPaS H2=ZN2H lim 2=1

17、.08× 550=594 MPaS许用接触应力 H ( H1 H 2 ) / 2 606MPa（ 2）设计计算小齿轮的分度圆直径 d1t3d1t2K t T1 u 1 Z H Z E)2u(H d31.2 103=2 1.66.75( 2.435* 189.8 ) 212.70mm11.685.75606计算圆周速度d1t n13.1412.70* 94.54601000600.07m/ s1000计算齿宽 b 和模数 mnt-11-课程设计计算齿宽 bb=dd1t =12.70mm计算摸数 mn初选螺旋角=14d1t cos12.70 cos14mnt =0.51mmZ124计算齿

18、宽与高之比bhh=2.25 mn b h = 12.701.155 =10.99计算纵向重合度=0.318d 1 tan0.318124 tan14 =1.903计算载荷系数 K使用系数 K A =1.25根据 v 0.07m/ s ,7 级精度 ,查课本由图 4.9 得动载系数 KV =1,查课本由图 4.12得 K=1.35查课本由表 4-5得 : K= K F=1.4故载荷系数 :K KAK V KK=1.25*1*1.4*1.35=2.3625按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径332.3625 =14.46mmd1 =d1tK / K t =12.7×1.6计算模数 mnm

19、n = d1 cos14.46cos140.60mmZ124(3).齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式32KT1Y cos2(YF YS )mn 2d Z1 F 1) 确定公式内各计算数值 计算载荷系数 KKKKKK-12-课程设计 轴向重合度1.903螺旋角影响系数 0.88 计算当量齿数z z /cos24/ cos3 14 26.27zz/cos138/ cos3 14 150.98Y 2.592 Y 2.195 应力校正系数 YY1.596 Y1.775弯曲疲劳寿命系数 :KFN 1 =0.82KFN 2 =0.84弯曲疲劳应力F 1=KFN1FF 10.82500292.86S

20、1.4KFN2FF 20.84380228F 2=S1.4 计算大小齿轮的YFFSF YF 1FS 12.5921.5960.0141F 1292.86YF2 FS22.162 1.808F 2257.860.0171大齿轮的数值大 . 选用 .2）设计计算 计算模数312.5 103cos2 14 2.592 * 1.596mn22.3625124 2mm 0.94mm1.68* 292.86按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =1mm z=114.46 cos14 =17.26=14.03mn那么 z 2 =14*5.75=80.5=81z1=14z 2 =813

21、几何尺寸计算（1）计算中心距-13-课程设计a=(z1 z2 )mn= (1481) * 1 =48.95 mm2 cos2 cos14（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(12 )mn14.212因值改变不多 ,故参数 , k, Z h 等不必修正 .（3）计算大 .小齿轮的分度圆直径d 1 = z1mn14 * 1 =14.42 mmcoscos14.d 2 = z2mn811 =83.48 mmcoscos14（4）计算齿轮宽度B=d1 114.42mm14.42mm圆整的B214 B1154、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算1、轴 1（高速轴）的设计：初步确定轴的最小

22、直径选取轴的材料为45 钢，调制处理。根据表6-1 ，取 C =112，于是得d C3 P 11231.38 mm=13.98mmn710与联轴器采用单键连接，则轴允许的最小直径d=13.98*(1+0.05)=14.05mm角接触轴承的选型设计：将角接触轴承反装，-14-课程设计F= 2T1 =1.23kNd1Fa =F* sin=296.93NFr = Fr *sin1190.93N(压力角为 20)两轴承径向分力：F0 r =0.5* Fr =595.47N高速级选择左选，则轴承11 被放松，轴承 12 被压紧Fd 01 = Fd 02 =0.68 F0r =404.9196NFa 02

23、 = Fa + Fd 01 =296.93+404.9196N=701.8496NFa 02=1.18>0.68Fr 02根据教材， x=0.41,y=0.87p =x* Fa 02 +y* F0r =854.75N由 c= p 360nLh' , Lh ' =23360h得；106C=10.802kN根据寿命要求选择7005AC型角接触轴承； 则轴上安装轴承的轴径为20轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案假设轴直径的最大部分为28mm,其 e=34.5-1.6-28-3.3=1.6而 1.6 mt =2.56即 e<2.56 所以设计为齿轮轴输出轴的最小直径显然

24、是安装联轴器处轴的直径d1 ，为了使所选的轴直径d1 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩TcaK AT3 ，考虑到转矩化很小，故取K A1.5 ，则Tca =K A 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-1985或手册，选用 HL4型凸缘联轴器， 其公称转矩为 40N*m。半联轴器的孔径 d1 =18mm，故取 YL4-15-课程设计半联轴器长度 L=42mm为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制出一轴肩, 故取d 2 =20mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=88mm取齿轮距箱体内壁之距离为25 mm。半联轴器与轴的周向定位

25、均采用平键连接。按d 5 由手册查得平键截面bh=6 6，半联轴器与轴的配合为H7/k6。2，轴 2（中间轴）的设计：选取轴的材料为45 钢，调制处理。根据表6-1 ，取 C=112，于是得d2 C3 P 1123 P mm=25mmnn角接触轴承的选型设计：角接触轴承的选型设计：将角接触轴承反装，轴承上两个齿轮受载所以轴承需将两部分结合起来分析：对于齿轮 2F1= 2T2 =1133.3Nd2F2a =F* sin=275.5NF2r=F* cos=1099NF2r= F2 r ， *sin20=375.88N对于齿轮 3F2=2T2 =2890Nd3F3a =F* sin=694.5NF3

26、 r = F*cos=2805NF3 r = F3r *sin20=959.37N两齿轮选择同样的旋向（右旋）在轴向分力的合力外力：Fa 合 =404.5N-16-课程设计对于径向的计算按最大径向力设计：F0r =0.5*( F2r + F3 r )=667.63N派生力：Fd 01 = Fd 02 =0.68 F0r =453.98NFa = Fd 01 + Fa 合 =858.48NFa =1.2>0.68F0 r根据教材， x=0.41,y=0.87p =x* Fa 02 +y* F0r =932.8N由 c=p360nLh',Lh '=23360h得；106C=7

27、.2kN根据寿命要求选择 7005AC型角接触轴承；则轴上安装轴的直径径为25；3，轴 3（低速轴）的设计：选取轴的材料为 45 钢，调制处理。根据表15-3 ，取 C=112，于是得d C3 P 1123 P mm=36.87mmnn暂定轴与滚筒的连接采用单键，则轴的最小直径角接触轴承的选型设计：将角接触轴承反装，F= 2T3 =2820.58kNd3Fa =F* sin=677NFr =F* cos=2737.98NFr = Fr *sin20=936.25N两轴承径向分力：F0r =0.5* Fr =468N高速级选择左选，则轴承11 被放松，轴承 12 被压紧Fd 01 = Fd 02

28、 =0.68 F0 r =318.32N-17-课程设计Fa 02 = Fa + Fd 01 =677+318=995NFa02 =2.12>0.68Fr 02根据教材， x=0.41,y=0.87p =x* Fa 02 +y* F0r =815.11N由 c= p 3 60nLh ' , Lh' =23360h得； 106C=4.12kN根据寿命要求选择角接触轴承轴承内径为大于15，结合扭转强度的要求，选择角接触球轴承7010AC,安装内径50mm;轴的结构设计2）拟定轴上零件的装配方案输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1 （如上图），为了使所选的轴直径 d1

29、 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 caA 3，考虑到转矩化很小，故取K A1.3，则TK TTca = K A 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准 GB/T5014-1985或手册，选用 YL9 型凸缘联轴器，其公称转矩为 400N*m。半联轴器的孔径 d1 =38mm，故取 YL4半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =164mm取齿轮距箱体内壁之距离为 25 mm。半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d5 由手册查得平键截面 bh=10 882，半联轴器与轴的配合为H7/k6轴的校核1，轴 3（低速轴）按弯扭组合强度校

30、核：对齿轮的受力分析：总的力 F= 2T3 =2820Nd3-18-课程设计Fa =F*sin=686 NFr =F* cos=2737NFBx =Fr *sin20=936NFBy = Fr * cos20=2572NX 平面（水平面）FAx + FBx +FCx =0Fad3 + FBx 122+FCx (122+75)=02解得： FAx =-1.15NFCx =-934NY 平面（垂直平面）FAy + FBy +FCy =0FBy122+FCy(122+75)=0解得： FAy =-979NFCy =-1592N-19-课程设计根据 x,y 平面弯曲图形则弯曲的的最大值M:M= M x

31、2M 2y =138431N.mm其扭矩图如下：其危险截面为轴 3 与联轴器的结合面，其抗弯曲截面系数W为：W= d 3bt (d t) 2=4314.167 mm3322dd, 为轴的直径t, 为轴上键槽的深度-20-课程设计b, 为键的宽度M2( T)2所以按弯扭组合强度校核：caca ，轴的计算应力 N.mm, 折合系数M , 轴所受的弯矩N.mmT ，轴所受的扭矩W ，抗弯截面系数求得：ca =37.78MpaW45 号钢的安全系数去1.5 则 =236.67Mpa所以ca <此轴安全。对于轴向分力对轴的稳定性，这里不进行分析校核了（它不属于细长轴）2，对轴 2（中间轴）按弯扭组

32、合强度校核：对齿轮 2 进行受力分析：对于齿轮 2(B)F1= 2T2 =1133.3Nd2F2 a =F* sin=275.5NF2 r ， =F* cos=1099NF2 r = F2r ，*sin20=375.88N（x 方向 )F2 t = F2r ， cos20=1032.72N(y方向 )对于齿轮 3 (C)F2=2T2 =2890d3F3a =F* sin=694.5NF3r = F* cos=-2805N-21-课程设计F3r = F3 r *sin20=959.37N（ x方向）F3t =F3r * cos20=2635.8N(y方向 )X 平面（水平面）：FAx + FBx

33、 - FCx +FDx =0FBx *81.5+ F2a *153/2-F3r *122.5+ F3a *30+ FDx *197=0解得： FAx =355.18NFDx =228.3NY 平面FAy + FBy + FCy +FDy =0FBy *81.5+ FCy *122.5+ FDy *197=0解得： FAy =-1602.3NFDy =-2066.2N-22-课程设计轴 2 的扭矩图：根据 x,y 平面弯曲图形则弯曲的的最大值 M:M= M x2M y2 =167436N.mm其危险截面为轴2（中间轴）与齿轮2 的结合面，其抗弯曲截系数W为：W=d 3bt (d t )2332=

34、4710.635 mm2dd, 为轴的直径-23-课程设计t, 为轴上键槽的深度b, 为键的宽度所以按弯扭组合强度校核：caca ，轴的计算应力 N.mm, 折合系数M , 轴所受的弯矩N.mmT ，轴所受的扭矩W ，抗弯截面系数求得：ca =35.97MpaM2( T)2W45 号钢的安全系数去1.5 则 =236.67Mpa所以ca <此轴 2( 中间轴 ) 安全。3，对轴 3（高速轴）按弯扭组合强度校核:对齿轮 1 的受力分析：F= 2T1 =1.205knd1F1a =F*sin=293.1NF1r =F*cos=1168.8NF1r = F1r *sin20=-400NF1t = F1r * cos20 =-1098.35NX 平面（水平面）：FAx - FBx + FCx =0-F1a *35/2 -FBx *63.5+ FCx *197=0解得：FAx =254NFCx =155.0N-24-课程设计Y 平面（垂直平面）：FAy - FBy + FCy =0- FBy *63.5+ FCy *197=0解得： FAy =744NFCy =354N轴 1（高速轴）的扭矩图：-25-课程设计根据 x,y 平面弯曲图形则弯曲的的最大值M:M= M x2M y2 =72326.92N.mm其危险截面为轴2（中间轴）与齿轮2 的结合