二级减速箱课程设计说明书很有参考价值

1、江南大学机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置（二级直齿轮展开式）学院：机械工程学院专业：机械工程及其自动化班级:设计者:"已子节.指导老师:设计时间：2013年12月目录/'目录2(3)选择链条型号和节距/411根据Pca3.949kW及n360.05r/min,查图9-11,可选20A-1,查表9-1,链条节距p31.75mm11(4)计算链节数和中心距11p3'Z3.55kw,n360.05r/min,12'134.22Nm13/求作用在齿轮上的力13初步确定轴的最小直径X13(1)判断危险截面15截面B的左侧即受扭矩又受弯矩，B右侧至C

2、只受弯矩，从受载的情况看，截面B上的应力最大，但轴环和套筒靠近齿轮截面处的应力集中严重。综上，该轴只需校核该截面左右两侧即可。15(2)截面左侧15(3)截面右侧17一、设计任务书：设计带式输送装置原始数据：输送带牵引力F5.3KN;带速v0.63m/s;鼓轮直径F 5.3KNv 0.63m/sD 400mmD400mm/工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为35C；连续工作，不逆转；载荷为平稳；动力来源电力，三相交流，电压'380/220V。中小批量生产，一般机械工厂；检修间隔期，四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；使用8年(每年工作日300天)，每日工作2班；总传动比误差不

3、超过±5%/二、总体设计1 .传动方案示意图：(二级斜齿轮展开式)'整体设计计算：2.电动机选择计算pw 3.339kw0.825Pd4.05kwnw 30.08r / min电动机型号Y132S-4(1) 传动装置的总效率2 '4链联轴器四轮轴承卷筒由手册表2-4查得链0.96联轴器0.99齿轮0.97轴承0.99卷筒0.96_240.960.990.970.990.960.825(2) 工作机所需的功率/PwFv/100053000.63/10003.339KW(3) 电动机功率Pd00PdPw/3.339/0.8254.05KW(4)电动机转速n八滚筒工作转速n

4、w601000v/D6010000.63/(400)30.08r/min2i总i链i齿电动机转速ndnwi总(25)30.08(2(35)18125)18125541.443760r/min心Dnm符合的有750r/min由P额Pd取P额方案/电动机型号、1000r/min、1500r/min和3000r/min额TE功率同步转速满载转速额TE转矩轴中心图1Y160M2-82Y132M2-63Y132S-44Y132S1-2选取方案3选n=1500r/min75072016010009601321500144013230002900132电动机轴直径38mm3.传动比1500r/min132m

5、m1440r/min1总传动比47.8724.385.475n总i总i链i高i低-m1440/30.0847.87nw；i链2分配.僚i高(1.21.3儿氐1.25i低i高2i总i链1.25低47.87取i链2则i低4.38喧5.4754.运动动力参数/n1440r/min1440r / min263.01r/min60.05r / min30.03r/min1各轴转速m满载时n1n1nm1440r/minn2/%n2n1/i高1440/5.475263.01r/minn，n3E/i低263.01/4.3860.05r/min圆筒n4%/i链60.05/230.03r/min2各轴输入功率Pd

6、4.050.994.01kw0.974.01kwPiiPi轴承齿轮3.8880.993.734kwID轴PiiPi轴承3.7340.990.973.59kwP2P3P43.734kw3.59kw3.41kw卷筒轴PivPlII轴承链3.590.990.963.41kwIIV轴输出功率=输入功率x堵由承=xPn0.993.97kwP20.993.70kwP30.993.55kwP4P40.993.38kw3各轴输入扭矩（Nm)电动机Td9550Pd/nm95504.05/144026.86Nmin轴卷筒轴输入扭矩TiTiiTiiiTivP,9550n19550PLn29550Pl%9550PVn

7、4Ti工轴4.019550一26.59N14409550巴里263.019550605953.419550-30.0326.86Nm26.59Nm135.58Nm570.93Nm1084.43Nm135.58Nm570.93NmT41084.43Nm26.590.9926.32NmT3T3轴570.930.99565.22Nm三、主要传动件的计算与设计1、齿轮传动的设计计算（1）第一对齿轮/a）选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。减速器为一般机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。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

8、料为45刚（调质），硬度为240HBs,二者材料硬度差为40HBS。z1 27z2 148选小齿轮齿数为乙27,Z227075147.825,为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，.应与马互质，则取z2148b）按齿面接触强度设计dt确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的力矩PI4.014TI9550955026.59Nm2.65910Nmmn114403）由表10-7选取齿宽系数1r2 rr cn n 2 24）由表10-6查得材料的弹f影响系数Ze189.8MPa5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim1 =600MPa ;大齿

9、轮的接触疲劳强度极限刖而2 =550MPa o6）计算应力循环次数N1 60nljLh 60 1440 1 (2 8 8 300) 3.3178 109N2一一 一一 93.3178 105.4756.0598108Kt =1.3TI 2.659 104N mmd 1N13.3178 109N2 6.0598 1087）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 =0.90, KHN 2 =0.938）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1计算1)OHOHKHN1%lim1KHN2Hlim2S0.906000.93550计算小齿轮分度圆直径d1t,代入Hdt2.3232.32354

10、0MPa511.5MPa中较小值KtT1u1(Ze)2duoh1.32.659104141.263mm计算圆周速度v5.4751189.825.475(511.5)d1t3)41.263mm3.11ms&EiV601000九41.26314406010003.11ms计算尺宽b11.995bOdd1t1计算尺宽与齿高之比41.26341.263mm4)mt模数d1tz141.263271.528mm5)齿高h2.25mt2.251.5283.44mm计算载荷系数41.26311.9953.44根据V3.11m7s,7级精度,查图10-8得动载荷系数Kv1.13Ku=K=1直齿轮，KH&

11、quot;KF"1由表10-2查得使用系数KA1.25K145由表10-4用插值法查得KHB1.4511.995由hKhb1.45,查图10-13得KFB1.41故载荷系数KKAKvKHaKHB1.251.1311.452.05vd148.03mm6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径m1.779mm1.3K 41.263 32.0548.03mmd1d1t37）计算模数md148.03m-mmz1271779mmc）按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为2KTiYFaRa2dZ1F确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限*=500Mpa.大齿轮的弯曲

12、疲劳强度极限*=380Mpao2）由图10-18取弯曲疲劳寿命Kfni =0.85,Kfn2 =0.88o3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4OF 1Kfn 1 0FeiS0.85 5001.4303.57MPaKFN2 OFEZS0.88 3801.4238.86MPa4）计算载荷系数KaKKfKfb1.251.1311.411.9925）查取齿形系数YFa12.57YFa22.142由表10-5查得Fa26）查取应力校正系数Ysa11.60由表10-5查得YSa21.752YFaYsa7）计算大小齿轮的F，并加以比较YFa1YSa12.57 1.60303.570.0135

13、5YFa2YSa22.142 1.752昨 2238.860.01571大齿轮的数值大。设计计算m 1.3167mm2 1.992 2.659 10421 2720.015711.3167mmm 1.5mm4 32对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计的模数m大于由弯曲疲劳强度设计的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度z2 175所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的模数并取圆d1 48mm整值，按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=,算出小齿轮齿数4 d1的03 32 ,大齿轮齿数z 5.475 32 175.2 取m

14、 1.5d2 262.5mma 155.25mmZ2 175。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度,b 48mm满足了齿根弯曲疲劳强度，并避免了材料的浪费。d）几何尺寸计算1）计算分度圆直径B2 48mmB1 53mmd1 z1m 32 1.5 48mmd2 z2m 175 1.5 262.5mm2）计算中心距d d248 262.5a 2 155.25mm223）计算齿轮宽度b dd1 1 48 48mm取 B2 48mm IB1 53mm（2）第二对齿轮a）选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。减速器为一般机器，速度不高，故选用 8级精度（GB10095-88 ）。材

15、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刚（调质），硬度为240HBs ,二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数为z133,z2334.38144.54,为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，Z2应与乙互质，则取z2146。b）按齿面接触强度设计zi33dit2.323KT2 u 1(Z)2确定公式内的各计算数值z21461）试选载荷系数Kt =1.32）计算小齿轮传递的力矩1.3558 105N mm3）由表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查得材料的弹T影响系数ZE 189.8MPa5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮

16、的接触疲劳强度极限的而3 600Mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限令lim4 550Mpa。6）计算应力循环次数N360n2jLh 60 263.01 1 (2 8 8 300) 6.0598 108N46.0598 10881.384 107）由图4.38Kt= 1.310-19取接触疲劳寿命系数KHN3 0.92, KHN4 0.96T21.3558 105N mm8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ,安全系数S = 1OHKHN3 的 lim 30.92 600552MPa计算OHK HN 4 H lim 4S0.96550528MPa1）计算小齿轮分度圆直径中较小值N3N46.0

17、598 1081.384 108d“ 2.323 KtT2 u 1岛2-5，1.3 1.3558 105 2.323170.428mm 计算圆周速度v/4.38 1 189.8 24.38 ( 528 )刊2兀 70.428 263.01v 60 100060 10000.97 m s3）计算尺宽bb dd1t 1 70.42870.428 mm4)计算尺宽与齿高之比mt模数d1t70.4282.134mmd1t 70.428mmv 0.97 m sb14.67 h齿高332.25mt 2.25 2.134 4.802 mm70.4284.80214.675）计算载荷系数根据v0.97m/s,

18、8级精度，查图10-8得动载荷系数Kv1.1直齿轮,Kh =Kf =1、H a ,、F a 由表10-2查得使用系数KA1.25由表10-4用插值法查得1.46014.67,KHB1.460,查图10-13得KFB1.40故载荷系数KAKvKHaKHB1.251.111.4602.016)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径Kd1d1t370.428Kt2.011.381.44mm7）计算模数md181.44mmm2.468mmd181.44m-mm2.468mmZi33c）按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为/32KT2YFaRamz2,dZ1F确定公式内的各计算数值1）由图10-20C查

19、得小齿轮的弯曲疲劳强度极限"吒3500MPa、；大/齿轮的弯曲疲劳强度极限°Fe4380Mpao2)由图10-18取弯曲疲劳寿命KFN3 0.85,Kfn4 0.88。3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4KFN 3 0FE30.85 500303.57MPa1.4K FN 4 与E 4S0.88 3801.4238.86MPa4)计算载荷系数5)K KaKKfKfb1.25 1.1 11.4 1.925查取齿形系数YFa32.478由表10-5查得YFa42.14326）查取应力校正系数YSa3Sa 31.64由表10-5查得YSa41.8268YFaYS

20、a7）计算大小齿轮的F ，并加以比较YFa3YSa32.478OF 3303.571.640.013390.01639YFa4YSa42.14321.8268东4238.86大齿轮的数值大。设计计算3 2 1.925 1.3558 1051 3320.01639 1.9879mmm 2mmz1 41z2 180d1 82mmd2 360mma 221mmb 82mmB2 82mmB1 87 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计的模数m大于由弯曲疲劳强度设计的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有

21、关，可取弯曲强度算的模数并取圆整值2mm,按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=,算出小齿轮齿数Z1d1814441,大齿轮齿数Z24.3841179.58取m2Z2180。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度,满足了齿根弯曲疲劳强度，并避免了材料的浪费。d）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1z1m41282mmd2z2m1802360mm2）计算中心距dd282360a-2221mm223）计算齿轮宽度bdd118282mm取B282mmB187mm各齿轮参数列表如下齿轮IIIIIIIV分度圆直径/mm48、82360模数/mm22传动比宽度/mm53488782中心/mm/221齿顶

22、圆直径/mm5186364齿根圆直径/mm77355四、链传动的设计(1)选择链轮齿数7z52557小链轮齿数Z525,Z6大链轮的齿数Z622550,取57。(2)确定计算功率由表9-6查得Ka1.1,由图9-13查得Kz1,单排链，则计算功率为PcaKaKzP1.113.593.949kW(3)选择链条型号和节距根据Pca3.949kW及n360.05r/min,查图9-11,可选20A-1,查表9-1,链条节距p31.75mm(4)计算链节数和中心距3.949kW0.79m. s5226N初选中心距a0(3050)p(3050)31.75952.51587.5mm。Pca取a。1000m

23、m,相应的链长节数为vFPP0a。zi10002 - 31.75225 57Zi、2 p1) 一a。16)2 31.751000104.8取链长节数Lp106节。p查表9-7得中心距计算系数f10.24687,则链传动的最大中心距为af1P2Lp-z5z60.2468731.752106-2557M019mm(5)计算链速v,确定润滑方式“z5P60.052531.75v=0.79mJs601000601000由V0.79m/s和链号20A-1,查图9-14可知应采用滴油润滑。(6)计算压轴力FnpP359有效圆周力为：Fe100010004544Nv0.79链轮水平布置时的压轴力系数KFp1

24、.15,则压轴力为pFdKFDFe1.1545445226Nppe(7户校核运输带的传动比误差17518057i54.74总传动比误差:54.74-47.8747.87100% 1.4%324125故满足要求。五、轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d；计算公式为：/n1,3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴,初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3,取A=A3=110,A2=120Od3did211033.97mm,144015.42m

25、m33.70120.mm28.97mm1,263.0133.55_110mm42.85mm:60.05对于直彳5小于100mm勺轴，有两个键槽时，轴径应增大10%15%因此，d116.962mmd231.867mmd347.135mm查课本表14-1,选取Ka=1.5aTeaKaT1'1.526.3239.48NmcaaY132S-4的轴直径为38mn用联轴器孔径与之相适应LX3,许用转速4750r/min,许用转矩1250N?m,计算转矩小于联轴器公称转矩，所以轴的最小直径为di=.p3' 3.55kw ,n3 60.05r/min ,12' 134.22N m求作用

26、在齿轮上的力齿轮IVFt4Ft3Fr4 Fr3初步确定轴的最小直径2T22 134.22 1000 3274Nd382Ft3 tan1192Nd1d2d3P3n3T216.962mm31.867mm47.135mm3.55kw60.05r/min134.22N m2.轴的弯扭合成强度计算先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3 ,取A0=11。，于是得42.85mm求轴上的力和弯矩F NHAF NHCF NVAFr4BCACFr4ABACFt4BCAC1192 118.6 N179.21192 60.6、， N179.23274 118.6 zN1

27、79.2F NVC/ 3274 60.6 nAC 179.2788.9N403.10N2166.8N1107.2NMvbFnvaAB2166.860.6Nmm131308.08NmmM HBFnhaAB788.960.6Nmm47807.34NmmMBMV2BMhb131308.08247807.342139740.3078Nmm按脉动循环应力考虑，取a=McaBJ(Mb)2(订3')2_22_1397402(0.6565220)2Nmm366793.92NmmFr43r"AA/._1AA7瞰94t73 切Mb 139740.3078 N mmMcaB 366793.92N

28、mm2)按弯扭合成应力校核轴的强度由 d=60mm 可彳W WB 0.1d 3330.1 6021600 mm加aBMcaB366793.92 MpaWb2160016.98MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得，0caB <*，故安全。caBGcaB <13.精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面B的左侧即受扭矩又受弯矩，B右侧至C只受弯矩，从受载的情况看，截面B上的应力最大，但轴环和套筒靠近齿轮截面处的应力集中严重。综上，该轴只需校核该截面左右两侧即可。(2)截面左侧抗弯截面系数Wb0.1d30.155316637.5mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2553m

29、m333275mm3截面左侧的弯矩M13974Q307860.660.64145196.5Nmm截面上的扭矩T0.2d333275Nmm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为)640MPa,°因r堡0.029d55Ob45WbWt45196.5272MPa16637.533275,1MPa33275275MPa,_D60d55查表3-2经插值后得%=1.30调质处理，由表155MPa。1.09即=1.10查图3-1可得轴的材料的敏性系数为qff=0.82,故有效应力集中系数k=1+qX*-1)=1+0.82X1.30-1)=1.25kt=1+q/a1)=1+0.85M1.10-

30、1)=1.09由附图3-2的尺寸系数0.63；由附图15-1查得按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为3=3=0.92轴未经表面强化处理，即Bq=1,则：K(Tq,=0.853-3的扭转尺寸系数0.82。1.250.631-12.070.92Li期后0.821-11.420.92碳钢的特性系数上取九取；于是:S.2752.072.720.148.84St7K-1551.4210.051105.44Sca44.32S1.5S$48.84105.44S2S2,48.842105.44(3)截面右侧抗弯截面系数3WB0.1d0.1抗扭截面系数/3Wt0.2d0.244.32S1.56021600m

31、m336043200mm截面右侧的弯矩M为一139740.3078M118.6(118.6-41)91432Nmm截面IV上的扭矩0.2d34320ONmm截面上的弯曲应力0bWb瑞423MPa截面上的扭转切应力T432001MPaWT43200过盈配合处的k，由附表3-8用插值法求出，并取0.83.53122.82的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得b=640MPa,6=275MPa,r=155MPao轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量因素为i92。故得综合系数为K。-1-1工K。于是计算安全系数13.5312X-13.62,0.9212.82-12.910.92Sca值，按式(1

32、5-6)(15-8)则得S.Kaoa2753.624.230.1017.84SKp心（）t的2.9115510?05152.36Seaca17.8452.362S2J17.84252.36216.89S1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。综上，轴的设计，键的选择，轴承的选择都是合理的。Sca16.89S1.5ca六.滚动轴承的选择计算1.轴上的轴承的选择和寿命计算选择角接触球轴承的型号为7011AG主要参数如下:基本额定静载荷C0=基本额定动载荷C=kN极限转速Vmax=8000r/mindxDXB=55X90X181）径向力FrA.fNhafNVa788.922166.82N2305.9NFrefNHcFNvc403.1021107.22N1178.3N2）轴向力Fee0NCo=C=kNVmax=8000r/minPaFaA0.68FrA0.682305.91568NFaC0.68FrC0.681178.3801N3）当量载荷，查表13-5,XA=1,YA=0,Xc=1,Yc=00由于为一般载荷，所以载荷系数为fp=1.2,故当量载荷为fpXaFaYaFha1.212305.901568N2767.08NR fpXcFrCYeFae1.211178.30801N1413.96N4）轴承寿命的校核5.71 105h 38400h106/C、e106/35200