二级展开式斜齿轮减速器设计计算说明书

1、机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计设计计算说明书设计题目: 带式运输机传动装置 班 级: 2011 级 2 班 设 计 者: lovetaotao34 指导教师: 史 延 枫 完成日期: 2013年 11月22日成都学院工业制造学院- 15 -【机械设计】课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置设计者车辆 2011级 2 班姓名： lovetaotao34 题目数据工作机输入功率(kW)2.8工作机输入转速(rpm)90 1 电动机 2 联轴器 3 减速器 4 带式输送机(工作机)工作条件1、连续单向运转；2、载荷较平稳；3、两班制；4、结构紧凑；5、工作寿命5年。设计内容1、 减速器

2、装配图1张(0号图)；2、零件图23张；3、设计计算说明书1份。设计期限自2013年11月4日至2013年11月22日答辩日期指导教师史延枫设计成绩目录一、选择电动机的类型及功率- 1 -1、计算电动机的功率- 1 -2、确定电动机转速- 1 -3、计算传动装置的总传动比i并分配传动比- 1 -4、计算传动装置各轴的运动和动力参数- 1 -二、齿轮的选择- 2 -1、计算第级齿轮参数计算- 2 -2、计算第级齿轮参数计算- 5 -传动零件设计计算数据表- 8 -三、装配草图设计- 8 -1、初选轴及联轴器- 8 -2、初选轴承- 9 -3、润滑及密封- 9 -4、箱体尺寸初步设计与计算- 9

3、-四、中间轴的计算及校核- 10 -1、按扭转强度条件计算- 10 -2、按弯扭合成强度计算- 10 -中间轴轴承的校核- 12 -中间轴键的校核- 12 -五、减速器附件的选择- 13 -1、附件的选择- 13 -2、附件说明- 13 -结论- 13 -参考文献- 14 -一、选择电动机的类型及功率1、计算电动机的功率查表9.1得：联轴器的传动效率：1=0.99；轴承的传动效率：2=0.98；齿轮传动的效率：3=0.97；卷筒的传动效率：4=0.96。故有：=0.992×0.984×0.972×0.96=0.817所以电动机所需的工作功率为Pd=Pw=2.8kW

4、0.817=3.43kW2、确定电动机转速按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i;=840，而工作机卷筒轴的转速为nw=90r/min。所以电机转速可选范围为nd=i'nw=840×90=7203600r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四种。综合考虑电机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动转置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由表14.1选定电动机型号为Y112M-4。主要性能如下表：电机型号额定功率/kW满载转速（r/mi

5、n）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-4414402.22.23、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1、 总传动比为：i=nmnw=144090=162、 分配传动比：i=ii考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i=1.4i，故i=1.4i=1.4×16=4.73i=ii=164.73=3.384、计算传动装置各轴的运动和动力参数1、 各轴的转速轴：n=nm=1440r/min轴：n=ni=14404.73=304.44r/min轴：n=ii=304.443.38=90.07r/min卷筒轴：nw=n=90r/min2、 各轴的输入功率轴：P=Pd1=3.43

6、5;0.99kW=3.40kW轴: P=P23=3.40×0.98×0.97kW=3.23kW轴：P=P23=3.23×0.98×0.97kW=3.07kW卷筒轴：P卷=P21=3.07×0.98×0.99kW=2.98kW3、轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td=9.55×106×Pdnm=9.55×106×3.430.817=4.01×104Nmm轴：T=Td1=4.01×104×0.99=3.97×104Nmm轴：T=T23i=3.97×

7、;104×0.98×0.97×4.73=1.80×105Nmm轴：T=T23i=1.80×105×0.98×0.97×3.38=5.78×105Nmm卷筒轴：T卷=T21=5.78×105×0.98×0.99=5.62×105Nmm将上述计算结果汇入下表：轴名功率P/kW转矩T/(N.mm)转速n/(r/min)传动比i效率电机轴3.434.01×104144010.99轴3.403.97×104 4.73 0.95轴3.231.80×

8、105304.443.380.95轴3.075.78×1059010.97卷筒轴2.985.62×10590二、齿轮的选择1、计算第级齿轮参数计算1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，7级精度。2） 材料选择。选小齿轮材料为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40HBS。3） 选小齿轮齿数Z1=24，Z2=4.73×24=113.52，取Z2=114。4） 初选螺旋角=14°。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，d1t32K1T1da±1ZH

9、ZEH2（1）确定公式内的各值1） 初选Kt=1.6。2） 计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5×105P1n1=95.5×105×3.401440=2.2548×104MPa3） 由图10-30选取区域系数ZH=2.433。4） 由表10-26查得a1=0.78，a2=0.87，则a=a1+a2=1.65。5）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。6）算应力循环次数。N1=60n1jLh=60×1440×1×(2×8

10、5;300×5)=2.0736×109N2=2.0736×1094.73=4.74508×1087） 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.88;KHN2=0.94。8） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。9）疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,由公式得：H1=KHN1lim1S=0.88×600MPa=528MPaH2=KHN2lim2S=0.94×550MPa=517MPaH=H1+H22=528+5172=522.5Mpa（2）计算参数1）计算小齿轮分度圆直径d1t。d1t32&#

11、215;1.6×2.2548×1041×1.65×5.734.73×2.433×189.8522.52=34.59mm2）计算圆周速度=d1tn160×1000=×34.59×144060×1000m/s=2.61m/s3）计算齿宽b。b=dd1t=1×34.59mm=34.59mm4）齿宽与齿高之比bh。模数：mnt=d1tcosZ1=34.59×cos14°24=1.398mm齿高：h=2.25mt=2.25×1.398=3.146 mmbh=34.5

12、93.146=10.995）计算纵向重合度。=0.318dz1tan=0.318×1×24×tan14°=1.9036）计算载荷系数。根据=2.61m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.06；查表10-4得KH=1.42；由图10-13查得KF=1.35；表10-3查得KH=KF=1.2。K=KAKVKHKH=1×1.06×1.2×1.42=1.817）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由10-10a得d1=d1t3KKt=34.59×31.811.6=36.028)计算模数mn。mn=d1cos

13、z1=36.02×cos14°24=1.46mm3、 按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKVKHKH=1×1.06×1.2×1.42=1.812）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88。3）计算当量齿数。zv1=z1cos3=24cos314=26.27zv2=z2cos3=114cos314°=124.794）查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.62；YFa2=2.16；YSa1=1.595；YSa2=1.81。由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=5

14、00MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380MPa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。5）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式10-12得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPa6）计算大、小齿轮的YFaYsaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.62×1.595303.57=0.01377YFa2YSa2F2=2.16×1.81238.86=0.01637大齿轮的数值大。（2）设计计算mn=32

15、×1.81×2.2548×104×0.88×cos14°21×242×1.65×0.01637=1.052mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取mn=1.5mm，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=36.02来计算应有的齿数。于是由z1=d1cosmn=36.02×cos14°1.5=23.3则取Z1=23，Z2=iZ1=4.73×23=109。4、几何计算中心距（1）计算中心

16、距a=Z1+Z2mn2cos=23+109×1.52cos14°=102.03mm 取a=102。（2）修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos23+109×1.52×102=13°55'50"因值改变不大，故参数、K、ZH等不必修正。（3）计算大、小齿轮分度圆直径d1=Z1mncos=23×1.5cos13°55'50"=35.56mmd2=Z2mncos=109×1.5cos13°55'50"=168.51mm(4）计算齿轮宽度b=

17、dd1=1×35.56mm=35.56mm圆整后取B2=40mm；B1=45mm。2、计算第级齿轮参数计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动，7 级精度。2）材料选择。选小齿轮材料为 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 40HBS。3）选小齿轮齿数 Z1=24，Z2=3.38×24=81.12，取 Z2=8181。4）初选螺旋角 = 14°2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，d1t32K1T1da±1ZHZEH2（1）确定公式内的各值1）初选Kt

18、=1.6。2）计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5×105P1n1=95.5×105×3.23304.44=1.01322×105MPa3）由图10-30选取区域系数ZH=2.433。4）由表10-26查得a1=0.78，a2=0.87，则a=a1+a2=1.65。5）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。6）算应力循环次数。N1=60n1jLh=60×304.44×1×(2×8×300×5)=4.3839

19、36×108N2=4.383936×1083.38=1.297022×1087）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93;KHN2=0.96。8）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。9）疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,由公式得：H1=KHN1lim1S=0.93×600MPa=558MPaH2=KHN2lim2S=0.96×550MPa=528MPaH=H1+H22=558+5282=543MPa（2）计算参数1）计算小齿轮分度圆直径d1t。d1t32×1.6×1.0602

20、7×1051×1.65×4.383.38×2.433×189.85432=56.89mm2）计算圆周速度=d1tn160×1000=×56.89×304.4460×1000m/s=0.91m/s3）计算齿宽b。b=dd1t=56.89mm=56.89mm4）齿宽与齿高之比bh。模数：mnt=d1tcosZ1=56.89×cos14°24=2.30mm齿高：h=2.25mt=2.25×2.30=5.175 mmbh=56.895.175=10.995）计算纵向重合度。=0.31

21、8dz1tan=0.318×1×24×tan14°=1.9036）计算载荷系数。根据=0.91m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.02；查表10-4得KH=1.42；由图10-13查得KF=1.35；表10-3查得KH=KF=1.2。K=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.42=1.747）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由10-10a得d1=d1t3KKt=56.89×31.741.6=58.518)计算模数mn。mn=d1cosz1=58.51×cos14°24

22、=2.365mm3、按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.42=1.742）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88。3）计算当量齿数。zv1=z1cos3=24cos314=26.27zv2=z2cos3=81cos314°=88.674）查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.60；YFa2=2.21；YSa1=1.595；YSa2=1.78。由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380MPa；

23、由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。5）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式10-12得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPa6）计算大、小齿轮的YFaYsaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.60×1.595303.57=0.01366YFa2YSa2F2=2.21×1.78238.86=0.01646大齿轮的数值大。（2）设计计算mn=32×1.74×1.01322×

24、105×0.88×cos14°21×242×1.65×0.01646=1.72mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，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=58.51来计算应有的齿数。于是由z1=d1cosmn=58.51×cos14°2=28.38则取Z1=28，Z2=iZ1=3.38×28=94.64。取Z2=95。4、几何计算中心距（1）计算中心距a=Z1+Z2mn2cos=28+95&

25、#215;22cos14°=126.77mm 取a=127。（2）修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos28+95×22×127=14°25'5"因值改变不大，故参数、K、ZH等不必修正。（3）计算大、小齿轮分度圆直径d1=Z1mncos=28×2cos14°25'5"=57.71mmd2=Z2mncos=95×2cos14°25'5"=195.81mm(4）计算齿轮宽度b=dd1=1×57.71mm=57.71mm圆整后取B2=60

26、mm；B1=65mm。传动零件设计计算数据表类型模数中心距材料齿数齿宽分度圆直径第级齿轮小齿轮斜齿圆柱齿轮1.510240Cr234535.56大齿轮4510940168.51第级齿轮小齿轮斜齿圆柱齿轮212740Cr286557.71大齿轮459560195.82三、装配草图设计1、初选轴及联轴器根据电动机型号Y112M-4查表14.2得电动机的最小直径d电机=28mm。1）、按扭矩强度初定该轴的最小直径dmindminC3Pn=100×341440=14.057mm该轴有一段键槽，将计算值加大3%，dmin=(1+3%)14.057mm=14.479mm。选取轴的材料为 40Cr

27、，调质处理。2）、选择联轴器=9550Pn=9550×41440=26.53NmTC=KT=1.5×26.53=39.79 Nm （选取K=1.5）。根据TC=39.79 Nm，查表13.2选择LT4联轴器。3）、选定减速器高速端轴最小直径dmin=20mm。材料选取40Cr，调质处理。同理确定中间轴的最小直径材料选取为40Cr，调质处理。A0=110。dmin=A03P2n2=110×33.23304.44=24.17mm同理确定低速轴的最小直径选取轴的材料为45刚调质处理。A0=110。dmin=A03P3n3=110×33.0790=35.67mm

28、此处要按放键将轴放大3%有：dmin=（1+3%）35.67mm=36.74mm。2、初选轴承第级齿轮传动是斜齿轮传动，高速轴同时承受径向力和轴向力作用，故采用圆锥滚子轴承，由于d=20mm，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查表12.4 初选 0 基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子轴承 30205，基本尺寸为：d=25mm，D=52mm。同理选择中间轴、低速轴轴承分别为：30205，基本尺寸为：d=25mm，D=52mm；30208，基本尺寸为：d=40mm，D=80mm。轴承类型轴承型号dD高速轴圆锥滚子轴承3020525mm52mm中间轴3020630mm62mm低速轴3

29、020840mm80mm3、润滑及密封轴承采用脂润滑，并设置挡油环；齿轮采用油池润滑；在伸出与轴承端盖之间采用毡圈密封。4、箱体尺寸初步设计与计算名称符号计算公式结果机座壁厚0.025a+388机盖壁厚10.02a+388机座凸缘厚度b1.512机盖凸缘厚度b11.512机座底凸缘厚度P2.520地脚螺钉直径df0.036a+1216.56地脚螺钉数目na250mm4轴承旁链接螺栓直径d10.75df12.42机盖与机座连接螺栓直径d2（0.50.6）df8.289.94=9连接螺栓d2的间距l150200mm180mm轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df6.638028=8窥视孔盖螺钉直

30、径d4（0.30.4）df4.976.63=6=12定位销直径d（0.70.8）df11.5913.25=12df、d1、d2至外机壁距离c1查表22d1、d2至凸缘边缘距离c2查表20轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h（0.81）b，b=89外机壁至轴承端面距离l1c1+c2+（58）4750=48内机壁至轴承断面距离l2+c1+c2+（58）5558=56大齿轮顶圆与内机壁距离11.29.6=10齿轮端面与内机壁距离28=10机盖、机座肋厚m1、m2m1=0.851；2=0.85m1=6.8，m2=6.8轴承端盖外径D2d轴承孔+(55.5)d392，102，120轴承端盖凸缘厚度e（1

31、1.2）d39轴承旁连接螺栓距离ss=D2四、中间轴的计算及校核1、按扭转强度条件计算由公式T=TWT=9550×103×pn0.2d3T=55MPa得dA03Pn=11033.23304.44=24.17mm（查表15-3得A0=110）。d=30mm成立。2、按弯扭合成强度计算中间轴的受力分析1）、齿轮受力分析第二轴小齿轮受力分析周向力：Ft1=2T1d1=2×1.8×10557.71=6238.09N径向力：Fr1=Fttanncos=6238.09×tan20°cos14°=2339.98N轴向力：Fa1=Ftcos

32、ncos=6238.09cos20°cos14°=6841.66N第二轴大齿轮受力分析周向力：Ft2=2T1d1=2×1.8×105168.51=2136.37N径向力：Fr2=Ft2tanncos=2136.37×tan20°cos14°=801.38N轴向力：Fa2=Ft2cosncos=2136.37cos20°cos14°=2343.08N2）、做弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为l1=70mm，l2=61mm，l3=61mm。+水平方向：FNKH1+Ft1+Ft2+FNH2=0 Ft

33、1l1+Ft2l1+l2+FNH2l1+l2+l3=0解得：FNH1=4654N FNH2=3720N垂直方向：FNV1+Fr1+Fr2+FNV2=0;Fr1l1+Fr2l1+l2+FNV2l1+l2+l3=0解得：FNV1=2032N FNV2=1107N弯矩图：扭距图：载荷水平力垂直力支反力FNKH1=-4654NFNKH2=3720NFNV1=-2032N；FNV2=1107N弯矩MH=26665N.mMv=63377N.m总弯矩M=266652+633772=68758Nm扭矩T=1.8×105Nmca=M2+T2W=687582+0.6×1.8×1052

34、0.1×303=47.42MPa再由轴材料40Cr调质处理，查机械设计表15-1得ca=70MPa>ca。因此轴安全。中间轴轴承的校核两轴承受到的径向载荷FNKH1=-4654N；FNV1=-2032NFNKH2=3720N；FNV2=1107NFr1=FNH12+FNV12=46542+20322=5078NFr2=FNH22+FNV22=37202+11072=3881N对于圆锥滚子轴承，查表13-7得派生轴向力Fd=Fr2Y。由Fae=2343N。Fd1=Fr12Y=50782×1.6=1587.88N;Fd2=Fr22Y=38812×1.6=1212.82N因为Fae+Fd2>Fd1;Fa1=Fd2+Fae=1212.82+1587.88=2800.69N;Fa2=Fd2=1212.82N再由Fa1Fr1=23435078=0.46>e=0.37;故X1=0.4；Y1=1.6。Fa2Fr2=23433881=0.60>e=0.37；故X1=0.4；Y1=1.6。P1=fpXFr+YFa=1.2×0.