两级斜齿圆柱齿轮减速器概要

1、 中阿石4大号傲笈 C hina ! nivenilY nf Mining and IVchDoktgy MnchuMh Collejc 机械设计课程设计 设计计算说明书 设计题目 两级斜齿圆柱齿轮减速器 I 机电 系 机械 专业 10 级 2 班 完成日期 2021.7.17 指导教师 签字第 页共 页 机械设计课程任务书 设计人 院系 机电动力与信息工程系 专业班级学号 设计题目 两级斜齿圆柱齿轮减速器 题号 55 原始数据： 一、设计一个用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器 1、总体布置简图： 第 页共 页 2、工作条件： 输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动，滚筒效率为 0.

2、96,输送带工 作速度允许误差为土 5%每年按300个工作日计算，两班制工作，使用期限为 10年， 大修期4年，在专门工厂小批量生产。 3、原始数据： 运输机卷 筒拉力(N) 运输带 速度 (m/s) 卷筒直径 (mm 带速允 许偏差 (% 使用年 限(年) 工作制 度(班/ 日) 2060 1.2 350 5 10 2 4、设计内容： (1)、电动机的选择与参数计算 (2)、齿轮传动设计计算 (3)、轴的设计 (4)、滚动轴承的选择 (5)、键和联轴器的选择与校核 (6)、装配图、零件图的绘制 (7)、设计计算说明书的编写 5、设计任务： 每个学生应完成： (1)减速器总装配工作图1张(A0

3、或A1图纸)； (2)零件工作图25张(传动零件如低速轴，低速齿轮，箱体等，根据设计方法 由教师决定。A2或A3图纸)。 (3)设计说明书1份(约60008000字)。 完成时间 2021签字 第 页共 页 设计计算与说明 主要结果 一、电动机的选择及运动参数的算计 一 电动机的选择 1 .确定皮带运输机所需的功率Pw Fv 2060 M 1.2 Pw = - = - =2.575KW 1000，1000 M 0.96 2 .确定传动装置的效率n 初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动 齿轮为闭式软齿面斜齿圆柱齿轮，因其速度不高，选用 7级精度 GB10095-88,

4、那么机械传动和摩擦副的效率分别如下： 弹性柱销联轴器：？ =0.9925 滚子轴承：2=0.98 闭式圆柱齿轮7级： =0.98 凸缘联轴器刚性：果=0.97 4 _ _ _4 _ _ _ “力2 箱3 E4 =0.9925 M 0.98 父 0.98 父 0.97 = 0.8702 3 .电动机的输出功率 Pw 2.575 Fd = - =2.96KW 0.8702 4 .选择电动机 因为皮带运输机运输机传动载荷稳定，取过载系数 k = 1.05 P kFd =1.05M2.96=3.11KW 根据?机械设计课程设计?第四版，查表8-184,取型号为Y132M1-6的电 动机，那么所选电动机

5、： 电动机额定功率 P=4.0 KW 电动机满载转速n=960 r/min 根据机座号132M查续表8-187得 电动机伸出端直径D=38 mm 电动机伸出端轴安装长度E=80 mm Y132M1-6 电动机主要参数如下： 刈=0.8702 Y132M2-6 电动机额定功率P 4.0KW 电动机满载转速n 960r/min 电动机伸出端直径D 38mm 电动机伸出端轴安装长度E 80mm 电动机质量m 73kg 二总传动比计算及传动比分配 1.总传动比计算 明 果 第 页共 页 驱动滚筒转速nw 60000v 60000 1.2 nw 二 D 3.14 350 =65.5 r min 总传动比

6、i n i - nw 960 14.66 65.5 2.传动比的分配 圆柱齿轮传动的传动比为36,对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一 般按齿轮浸油润滑要求，高速级传动比与低速级传动比分配：i1定1.31.6总 i2 =14.66 = 3.8 i2 =3.86 三传动装置运动参数的计算 1.各轴转速的计算 电动机转轴速度 高速轴 n0 =960 r min n1 = n0 = 960 r.min 中间轴 n2 n1 960 1 252.63 r min i1 3.8 低速轴和工作轴 n2 252.63 i2 3.86 =66.48 r min n1 n2 二960 r min = 252.63 r

7、 mi 2.各轴输入功率确实定 取电动机的额定功率作为设计功率, P =P0 1 =4 0.9925 =3.97KW 那么弹性联轴器传递的功率为: 廿 66.48 min 高速轴 中间轴 低速轴 工作轴 p1 =P =3.97KW P2 =P n2 n3 P3 = B 2 3 = 3.97 0.98 0.98 =3.81KW =3.81 0.98 0.98 =3.66KW pw =P3 2 4 =3.66 0.98 0.97 -3.48KW 高速轴 TI -9550 1 -9550 n1 中间轴 T2 = 9550 P2 = 9550 n2 低速轴 T3 -9550 P3 -9550 3.各轴

8、输入转矩的计算 % 电动机轴输出转矩 Td 3.97 39.49N m 960 3.81 =144.03N m 252.63 3.66 工作轴输出转矩 66.48 0巳=9550 4 XnO 960 3.48 w =9550 nw 66.48 = 39.79N m Tw =9550 -499.91N m 525.77N m 将以上算得的运动和动力参数列表如下: R = 3.97KW P2 = 3.81KW P3 = 3.66KW P3 = 3.48KW T1 = 39.49N m T2 =144.03N m T3 =525.77N m 设计计算与说明 主要结果 第 页共页 轴名 参数 电动机轴

9、 高速轴 中间轴 低速轴 工作轴 转速 n(r/min) 960 960 252.63 66.48 66.48 功率P(KW) 4 3.97 3.81 3.66 3. 48 转矩T(N - m) 39.79 39.49 144. 03 525.77 499.91 传动比 1 3.8 3.86 1 效率 0.9925 0.96 0.96 0.95 二、齿轮传动设计 一高速级齿轮计算参考书：机械设计第八版 1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1运输机为一般工作器，速度不高，应选用 2材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为 齿轮材料为45钢调质硬度为240HBs 3选小齿轮齿数4=24，大齿轮

10、齿数Z2 =3.8父24=91.2取z? =91 4选取螺旋角 初选螺旋角一：=14 2 .按齿面接触强度设计 设计计算公式 2KtT1 u 1 ZHZE、2 u I 】， 1确定公式内的各计算数值 1试选载荷系数Kt =1.6 2由图10-30选取区域系数 ZH =2.433 3由图 10-26 查得 电=0.78 沁=0.88,那么 %=% +阻=0.78+0.88=1.66 95.5105 P 95.5105x3.97 . 4 一 - = - =3.949父 10 N mm ni由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 川而1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 外

11、1位=550MPa 8)由式10-13计算应力循环次数 N1 =60nl jLh =60 960 1 2 8 300 10 )=2.7648 109 2.7648 109 9 N2 = 0.728 109 3.8 7 级精度GB 10095-88 40Cr调质，硬度为280HBs大 两者材料硬度差为40HBS d1t -3 4) 计算小齿轮传递的转矩 960 5) 由表10-7选取齿宽系数 % =1 6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数 1 ZE =189.8MPa2 7) CT 设计计算与说明 主要结果 第 页共页 9)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.88 ; KHN2=0

12、.93设计计算与说明 主要结果 第 页共 页 10计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,平安系数S=1,由式10-12得 b = d d1t =1 42.34mm = 42.34mm d1tcos： 42.34 cos14 一 mm =1.71mm h =2.25mt =2.25 1.71mm =3.85mm b 42.34 - 11 h 3.85 4计算纵向重合度 郊 =0.318 dzitanB =0.318 1 24 tan14 =1.903 5计算载荷系数K 使用系数KA=1,根据v = 2.13m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷 系数KV =1.04；由表10-4查得KHP的

13、值与直齿轮的相同，故KHP=1.4 由图 10-13 查得 KFB=1.32 由表10-3查得KHof = KFOf = 1.1故载荷系数 K =KAKVKH 一二二1 1.04 1.4 1.1 =1.6016 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得 K 1.6016 d1=d1t 3；：42.34 3 mm = 42.35mm V Kt ; 1.6 7.计算模数mnL-H L-H KHN1; H lim1 S KHN2；=H lim2 S = 0.88 600MPa = 528MPa =0.93 550MPa =511.5MPa 11许用接触应力 l-H 1= k-H

14、 1 + *H 2 528+511.5 1 2 = MPa =519.75MPa 计算 1试算小齿轮分度圆直径d1t d 3 2KtT1 u -1 ZHZE 一 d ,二 u I- H 1 2 2x1.6x3.949 x104 4.8 F 1确定计算参数 1由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 仃FE1=500MPa ；大齿轮的弯 曲强度极限；、E2 =380MPa 2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9, KFN2=0.92 3计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳平安系数S =1.4,由式10-12得 KFN广FE1 0.9 500 FN1 FE1 = MPa =321.43

15、MPa S 1.4 K 0.95 380 FN2 FE2 MPa =257.86MPa S 1.4 4计算载荷系数 K 二KAKVKF KF . = 1 1.04 1.32 1.1 =1.51 5根据纵向重合度 邓= 1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数丫2=0.88 6计算当量齿数 7查取齿形系数 由表 10-5 查得 YFa1 =2.592； YFa2 =2.181 8查取应力校正系数 由表 10-5 查得 YSa1 =1.596 ； YSa2 =1.79 ,“ Y YFaYSa ,、 9计算大、小齿轮的才并加以比拟 YFa 1YSa1 M 1 YFa 2Ysa2 2.592 1.

16、596 0.01138 321.43 L 2 大齿轮的数值大 2设计计算 2.181 1.79 0.01514 257.86 mn - 2KT丫 Bcos2 0 YFaYSa 4 dZ12；：, 1 4 2 2 1.6016 3.949 1 04 0.88 cos14 1 242 1.66 M0.01514mm = 1.184mm d1 cos : ml 二 42.35 cos14 - mm = 1.71mm 乙 3.按齿根弯曲强度设计 由式10-17 24 lF I = Zvi Z1 24 3 ： - 3 d / cos cos 14 = 26.27 Z2 84 zv2 - 3 3 cos

17、- cos 14 = 91.96 明 果 第 页共 页 设计计算与说明 主要结果 第 页共 页 比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数，取 mn=2mm,已满足弯曲强度。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di之42.35mm ,取 di = 64mm来计算应有的齿数。于是有 d cos : 62cos14 z1 = 1 = : 30 ml 2 z2 川1z1 =3.8 30 =114 4.几何尺寸计算 (1)计算中心距 z1 Z2 mn 2cos : 30 114 2 2 cos14 =148.4mm 将中心距圆整为

18、 a =150mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 Z1 Z2 mn 30 114 2 -二 arccos - - arccos - -16.3 2a 2 150 因P值改变不多，故参数%、Kp、ZH等不必修正 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径 z1mn 30 2 d1 = 1 n = = 62.5mm cos : cos16.3 d2 二 z2mln cos : 114 2 cos16.3 =238mm (4)计算齿轮宽度 b = d d1 =1 62.5mm = 62.5mm 圆正后取 B2=62； B1=67mm (5)计算大、小齿轮的齿根圆、齿顶圆直径 小齿轮 齿顶圆直径 da1 =

19、d1 2ha = a 2mn(han Xn) =62.5 2 2(1 0)mm -66.5mm 齿根圆直径 * * df1 =d1 -2hf =d1 -2mn(han Cn - Xn) = 62.5-2 2(1 0.25-0)mm = 57.5mm 大齿轮 齿顶圆直径 da2 =d2 2ha = d2 2mn(n X) 二238 2 2(1 0)mm-242mm 齿根圆直径 * * df2 =d2 -2hf =d2 -2mn(l%n Cn - Xn) = 238-2 2(1 0.25 - 0)mm = 233mm mn = 2mm z1 = 30 z2 = 114 a = 150mm = 16

20、.3 d1 = 62.5mm d2 = 238mm B1 = 67mm B2 = 62mm da1 = 66.5mm df1 =57.5nm da2 = 242nm 设计计算与说明 主要结果 第 页共 页 二低速级齿轮计算参考书：机械设计第八版 1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1运输机为一般工作器，速度不高，应选用 7级精度GB 10095-88 2材料选择。由表10-1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两者材料硬度差为40HBS 3选小齿轮齿数Z3 =24，大齿轮齿数 =3.86x24 =92.64,取z4=92 4选取螺旋角

21、。初选螺旋角P =14 口 2 .按齿面接触强度设计 设计计算公式 d 2KJ3 U 1iZ U 1确定公式内的各计算数值 1试选载荷系数Kt =1.6 2由图10-30选取区域系数 ZH =2.433 3由图 10-26 查得 沁=0.78 2=0.84 ,那么 %=沁+ 沁=0.78+0.84=1.62 4计算小齿轮传递的转矩 P2 3.81 4 T3 =9550 2 =9550；： 14.403 104N mm 3 n2 252.63 5由表10-7选取齿宽系数 内=1 1 6由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189cMp/ 7由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

22、 仃Hlim3 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 0Hlim4 = 550MPa 8由式10-13计算应力循环次数 N3 -60n3jLh -60 66.48 1 2 8 300 10 = 1.915 108 9由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.95 ; 10计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,平安系数S=1,由式10-12得 ,1 K HN3 Hhrm3 =0.95 600MPa =570MPa 3 S LH I =KHN49Hlim4 =0.92M550MPa =506MPa 4 S 11许用接触应力 . -HL+MI 570+506 lH 1= 4 = - MP

23、a =538MPa 2 2 计算 df2 = 233mm N4 1.915 108 3.86 8 = 0.496 10 KHN4 =0.92 设计计算与说明 主要结果 第 页共 页 1试算小齿轮分度圆直径d3t设计计算与说明 主要结果 第 页共 页 3)计算尺宽b及模数mnt b = % d3t =1 63.62mm = 63.62mm d3t cos ： 63.62 COS14 mnt = mm = 2.57mm Z3 h =2.25mt =2.25 2.57mm = 5.79mm 4)计算纵向重合度 邓 厂=0.318 dz3 tan2 =0.318 1 24 tan14 =1.903 5

24、)计算载荷系数K 使用系数KA=1,根据v=0.84m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷 系数KV =1.05;由表10-4查得KHP的值与直齿轮的相同，故 KHP = 1.417 由图 10-13 查得 KFR = 1.35 由表10-3查得KHO( = KFOf = 1.1故载荷系数 K = KAKVKH 一(.=1 1.05 1.417 1.1 =1.6366 6) .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 K ice ,1.6366 63.62 3 - mm = 64.1mm Kt , 1.6 7) .计算模数mn d3 cos : mn 二 - Z3 3.

25、按齿根弯曲强度设计 由式(10-17) 2KT3Y：cos YFaYSa dZ；二 !tan16.3 N =370N 计算跨度 L1 =121.5mm L2 = 159mm L3=65mm H面 ZM A =0 Fa1d1 F I + _a_L L Fr1L3 2 479 M 65+ 0.5 M 370 M 62.5 FHB - - -191N L2 + L3 224 Z Fx =0 FHD = Fr1 FHB =479 -191 =288N V面 匚 L3E1 65.264 FVB L +L 224 -367N FVD =Ft1 - FVB =1264-367 =897N (3)计算H面及V

26、面内的弯矩，并作弯矩图 H面 M HA = M HB = M HD =0 MHC+=FHDL3 =288父65 = 18720N mm MHC =k+- = -18720-0.5父370M62.5=-30283N mm HC - HC 1 4 2 V面 M VA =MVB =MVD =0 MVC =FVBL2 =367159 =58353N mm 计算合成弯矩并作图 M A =MB =MD =0 Mc + = JMHc+MVC =J(18720 f+583532 =61282N mm 设计计算与说明 主要结果 第 页共 页 MC_=7iM2C3nMr=J(30283 )2 +583532 =6

27、5743N mm (4)计算口丁并作图 扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数 a =0.6 高速轴 (5)计算当量弯矩 MeA 二订=23694N mm MeB = JM B +&T )2 =.236942 =23694N mm MeC = JMC +(勺 j =1657432 +236942 =69882N mm (6)校核轴的强度 在高速轴最小直径A处： 根据机械设计第八版 表15-1知 b= 60MPa且单键槽的抗弯截面模量 W 球0.1d 得: _ _ dAPM三护瓯=15.8mm 31- - - 3 = 31- = 24.3mm 31 - ? - 3 = 3/ - - 33

28、.9mm 1.2r 10 齿轮端面与内箱 壁距离 2 2 A仃 12 端盖、箱座肋厚 m mi m,比 0.8501 m球0.8眩 10 8.5 轴承端盖外径 D2 D2 =D =(5 5.5)d3 92 112 190 轴承旁连接螺栓 距离 S S忠D2 92 112 190 七、键强度校核 键的材料是钢，由表6-2查得许拥挤压应力 Qp = 100120MPa ,取平 均值Qp=110MPa ,同一根轴上的键传递转矩相同，只须校核短键强度。 1、高速轴键 键bMhL =10父8黑50，键的工作长度l = Lb=50 10mm=40mm,配合处 轴直径d =30mm。由6-1可得 4000T 4000M39.49- 门 门一 1 仃D= = MPa =