二级斜齿减速器课程设计说明书

1、机械工程系课程设计说明书课 程 名 称：机械设计课程设计题 目 名 称：年级专业及班级：姓 名：学 号：指 导 教 师：评 定 成 绩：教 师 评 语： 指导老师签名： 年 月 日第一部分 传动装置总设计 一、运动简图初始数据：运输带拉力F=1800N； 运输带速度V=1.1ms； 卷筒直径D=300mm。二、选择电动机依据：功率P，转速1、电动机功率计算P工作机功率 ： Pw = F V（ kw）已 知 ： F = 1.8 输送带拉力 （KN） V = 1.1 输送带速度 （m/s） 得：Pw = F V = 1.81.1 = 1.98 (kw)电动机需要功率： P = P w / (kw)

2、 总 效 率 ： =51 = 0.96 带传动效率 2 = 0.98 轴承传动效率3 = 0.97齿轮传动效率 4 = 0.99 联轴器传动效率5 = 0.96卷筒传动效率 (效率值查设计手册P5) 将值代入得： = 0.79 P = 2.5（kw） 2、电动机转速计算卷筒转速：nw =(V601000)/D 已知 ：V = 1.1 输送机带速 (m/s) D = 300 卷筒直径 (mm) 解得：nw = 70.03 (r/min)电动机转速: n =70.03 i =(16-160) nw（r/min）其中：i = 16-160减速器总传动比(设计手册P192) 解得： = 1120.48

3、11204.8 （r/min）3、选定电动机 综上所述，选定电动机型号为Y100L2-4，额定功率3KW，满载转速1430rmin。三、传动装置总传动比的确定及分级传动比分配 42.2003.701430=wmnni i=i0i1i2 i0带轮传动比 设计手册P196推荐展开式二级圆柱齿轮减速器 解得： 7.55i1= 3.54i2= 4、 计算传动装置的运动和动力参数1、 电动机轴：kwPd5.2= mNnPTmdd=70.1614305.2955095502、高速轴 kw2 .4= mNiTTPPdd=47.382.496.070.1696.05.201111hh min/595.8301

4、rnn=3、中间轴： min/97.10657.5595.8323.20357.597.098.047.3828.297.098.04.2121212212rnnmNiTTkwPP=hh 4、 低速轴： min/92.6953.197.106389.74397.098.068.20317.297.098.028.2223223233223rinnmNiTTkwPP=hhh 计算出的参数表： 功率/转矩T/转速n/传动比电动机2.516.7014302.8高速轴2.438.47595.835.57中间轴2.28203.68106.971.53低速轴2.10296.2369.921第二部分 传动零

5、件的设计计算计 算 及 说 明结 果1、 高速级减速齿轮设计（斜齿轮）1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）软齿面闭式传动。2） 材料选择：由机械设计书表10-1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，二者硬度差为40HBS。3） 选小齿齿数=21，=5.57*21=116.97取=1174） 选取螺旋角:初选螺旋角5） 寿命8年，每年工作300天，俩班制。 2、按齿面接触疲劳强度设计按机械设计（10-21）公式试算，即 （1） 确定公式的各计算数值1）试选

6、 。2）由图10-30选取区域系数=2.435，由表10-6查得材料的弹性影响系数 3）由图10-26查得=0.76，=0.88，=+=0.76+0.88=1.64=21=117=2.435=1.64计 算 及 说 明结 果4） 由表10-7选齿宽系数：5） 由图10-21按齿面硬度查小齿轮接触疲劳极限 6） 计算应力循环系数109 137.183008259560=N 811210465.2=iNN 由图10-19取接触疲劳寿命系数 =0.89 =0.937） 取失效概率1%，安全系数S=1 534160088.01lim11=SHHNHkss 511.5155092.02lim22=SHH

7、NHkss 许用接触应力： MPaHHH522.752511.5534221=+=+=sss（2） 计算 1)试算小齿轮分度圆直径mmdt94.40)522.75189435.2(57.5157.564.11467.386.123211= 2)计算圆周速度 smndv/277.110006059594.401000601t1=pp3)计算齿宽b模数m及齿高h mm94.4094.401dbt1d=f mmzdt892.12114cos94.40cosm11nt=b mmmhnt257.4892.125.225.2= 617.9257.494.40=bh4） 计算纵向重合度 5)计算载荷系数 级

8、精度，根据已知使用系数8/277.11smvkA= 05.1810v=-k查得动载系数 =0.89=0.93MPaH522=smm94.40b=计 算 及 说 明结 果4.1310FH=-aakk查得.故载荷系数为： 1315.245.14.105.11kHHv=bakkkkA6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mmkkddtt05.456.11315.294.403311=7） 计算模数 mmzdmn08.22114cos05.45cos11=b 3、 按齿根弯曲强度设计 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 0286.238.14.105.11=baFFVAKKKKK 3）计算

9、当量齿数 273.124914.0117cosZ976.22914.021cosZ22v221v1=bbzz4）由表10-5查取齿形系数和应力集中系数。 69.21=FaY 16.22=FaY 81.12=SaY 5）由图10-20C查齿轮弯曲疲劳极限。 由图10-18查弯曲疲劳寿命系数。 0.85KFN1= 6）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4MPa3034.150085.0SK1FN11=FEFssk=2.1315mmd05.451=mmmn08.2=K=2.0286计 算 及 说 明结 果 01396.030357.169.2111=FSaFaYYs 01618.057

10、1.24181.116.2222=FSaFaYYs （2）设计计算mm789.101618.064.121114cos462.4289.0028.22m322=n 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数取m=2mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由40.94 47.202cosdZ11=nmb 4.11157.520ZiZ112= 20Z1=取 111Z2=4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 mm01.13514cos2211120cos2ZZa21=+=+=）（）（bnm圆整后取a=1

11、35（2） 按圆整后中心距修正螺旋角 14.981352211720a2ZZarccos21=+=+=）（）（nmb（3） 计算大小齿轮分度圆直径 mm221.41cos220cosZd11=bnm mm78.168cos2111cosZd22=bnm（4）计算齿宽。a=135mm14.98计 算 及 说 明结 果 221.41221.411db1d=f mm45Bmm40B12=，圆整后取二、高速级减速齿轮设计（斜齿轮）1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）软齿面闭式传动。2）材料选择：由机械设计书表10-1选小齿

12、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，二者硬度差为40HBS。3）选小齿齿数=50，Z=1.53*50=76.5 取774=z。4）选取螺旋角:初选螺旋角 2、按齿面接触疲劳强度设计(1)按机械设计（10-21）公式试算，即 (2)确定公式的各计算数值1）试选 。2）由图10-30选取区域系数=2.435，3)由表10-6查得材料的弹性影响系数。由图10-26查得：88.084.021=aaee， 故:72.121=+=aaaeee4）由表10-7选齿宽系数：5）由图10-21按齿面硬度查小齿轮接触疲劳极限 6）计算应力循环系数 83104

13、65.283008297.10660=N 8823410611.153.110465.2=iNN 由图10-19取接触疲劳寿命系数 93.03=kHN 94.04=kHN7）取失效概率1%，安全系数S=1MPa558160093.03lim33=SHHNHkss MPa517155094.04lim44=SHHNHkss503=z774=z计 算 及 说 明结 果许用接触应力： MPaHHH5.537251755243=+=+=sss(3)计算1)试算小齿轮分度圆直径 mmdt36.77)5.537189435.2(53.1153.172.11503.1946.123213=2)计算圆周速度

14、smndv/433.010006097.10636.771000601t3=pp3)计算齿宽b模数m及齿高 mm36.7736.771dbt3d=f mmzdt501.15014cos36.77cosm33nt=b mmmhnt377.3501.125.225.2=4）计算纵向重合度 964.314tan501318.0tan318.03=bfebzd5）计算载荷系数38.11310F=-bk查得按图4.1FH=aakk查得载荷系数；6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mmkkmddtt303.846.10706.236.773333=7） 计算模数 mmzdmn636.15014c

15、os303.84cos33=b 3、按齿根弯曲强度设计mmdt36.773=smv/433.0=b=77.36mmmnt501.1=mmh377.3=mmd303.843=mmmn636.1=计 算 及 说 明结 果 （1） 确定计算参数 1)计算载荷系数 97.14.138.102.11=baFFVAKKKKK 查得螺旋角，从图）根据纵向重合度2810964.32-=be 3）计算当量齿数 787.81914.077cosZ11.53914.050cosZ22v223v3=bbzz、 4）由表10-5查取齿形系数和应力集中系数。 32.21=FaY 22.22=FaY 70.11=SaY 7

16、7.12=SaY 5）由图10-20C查齿轮弯曲疲劳极限。 由图10-18查弯曲疲劳寿命系数。 83.0KFN3= 91.0KFN4= 6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4MPa86.3174.150089.0SK3FN33=FEFssMPa2474.138091.0SK4FN44=FEFss 0124.086.3170.132.2333=FSaFaYYs 0159.024777.122.2444=FSaFaYYs （2）设计计算计 算 及 说 明结 果 mm350.10159.072.150114cos68.20388.097.12m322=n 对比计算结果，由齿面接触疲劳强

17、度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数取m=1.5已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 52Z57.511.514cos091.80cosdZ333=取ntmb 03.10253.152ZiZ324= 102Z4=取4、几何尺寸计算（1）计算中心距 mm03.10214cos21.58052cos2ZZa43=+=+=）（）（bnm圆整后取a=102mm（3） 按圆整后中心距修正螺旋角 13.9310221.58052a2ZZarccos43=+=+=）（）（nmb（4）计算大小齿轮分度圆直径 mm36.8014.93co

18、s352cosZd33=bnm mm64.18313.93cos1.580cosZd44=bnm（5）计算齿宽。 mm36.8036.801db3d=f mm85B80mB34=，圆整后取mmmn350.1=mma102=13.93mmd36.803=mmd64.1834=mmB853=mmB804=齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4模数m/mm21.5螺旋角13.9813.93分度圆直径/mm41.221168.7880.36183.64齿 数201115280中心距/mm105132四、v带的设计确定计算功率选择带型号根据，,查课本表8-8和表8-9选用带型为A型带选取带轮基准直径，验算带速v（4）

19、确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a： ，初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距（5）验算小带轮包角，包角合适。（6）确定v带根数z因，传动比,（7）计算预紧力查课本表8-4可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力利用公式8-24可得:第三部分 轴的设计计算计 算 及 说 明结 果一、高速轴的设计 1、求作用在齿轮上的力。已知：mmd221.411= mmT47.381= min/5951rn= kwP4.21= 则： NdTFt524.18662111= NFFntr157.700costan11=ba NFFra569.174ta

20、n11=b 2、初步确定轴的最小直径。 轴取材料为，调质处理。根据表15-3取=112，则 mmnPdA82.173110min= 3、确定轴各段的尺寸 AB：根据最小直径，和联轴器型号取直径d=28mm，长L=58mm BC：定位轴肩取h=2mm，轴承盖总长度为20mm根据轴承端盖的拆卸方便及便于对轴承添加润滑脂的要求，取了L=50mm,d=32mm。 CD:根据轴承内径、宽度和挡由环的直径、宽度取d=35mm，L=30mm,选用7007c型轴承（P73）。NFt524.18661=NFr157.7001=NFa569.1741=mmd82.17min=计 算 及 说 明结 果DE：定位轴肩

21、，考虑到h0.07d,b1.4h。取d=40mm，L=8mm EF：根据应力集中的影响和中间轴大齿轮的齿宽和两齿之间的间距取d=35mm，L=81mm FG：齿轮1齿根圆到键槽底部的距离e0.07d,b1.4h。取d=44mm，L=7mmDE：根据齿轮2的齿宽和齿轮的固定取d=36mm，L=38mmEF：根据轴承内径、宽度和挡由环的直径、宽度取d=34mm，L=36mm。3、 低速轴的设计 1、求作用在齿轮上的力。已知： kwPmmd17.264.12334= min/92.6923.29633rnmNT= 则： NdTFt81.47912434= NFFntr47.1797costan44=

22、ba NFFra16.448tan44=b 2、初步确定轴的最小直径。 轴取材料为，调质处理。根据表15-3取=100，则mm ndPA43.313330min3=输入轴的最小直径是安装在联轴器处的直径，为了使所选轴GH段直径与联轴器孔相适应，故需同时选联轴器的型号。 联轴器的转矩计算：查表14-1，取，则 mNTkTAca=099.3853应小于联轴器的公称转矩，又因为电动机最小直径为38mm根据设计手册P97选LT9弹性套住联轴器 20024323/8440844011-TGBJJ 3、确定轴各段的尺寸AB:根据轴承内径、宽度和挡由环的直径、宽度取d=50mmmm7.41797Fmm6.1

23、448Fmm81.4791F4r4a4t=.43mm31dmin3=计 算 及 说 明结 果L=35mm. BC：根据齿轮4的齿宽和齿轮的固定取d=58mm，L=78mm。 CD：定位轴肩，考虑到h0.07d,b1.4h。取d=64mm，L=10mm DE：根据中间轴齿轮的大小和配合间隙，该段为过渡尺寸取d=60mm，L=40mm。 EF：根据轴承内径、宽度和挡由环的直径、宽度取d=52mm，L=31mm FG：定位轴肩取h=4mm，轴承盖总长度为20mm根据轴承端盖的拆卸方便及便于对轴承添加润滑脂的要求，取了L=50mm，d=46mm。 GH：根据最小直径，和联轴器型号取直径d=40mm，长

24、L=58mm4、 高速轴的校核 A B MC D TE 计 算 及 说 明结 果已知 ： NFt524.18661= NFr157.7001= NFa569.1741=由材料力学知识的 （1）支反力 （2）弯矩M （3）总弯矩 （4）扭矩和抗弯截面系数。 （5）校核 根据15-10查得=0.6，计算轴的应力。 查表15-1得。所以高速轴满足条件。五、中间轴的校核 已知： NFNFNFart53.16692.66758.1780222= NFNFNFart10.47452.190119.5609333= 由材料力学知识的:(1）支反力 （2）弯矩M （3）总弯矩 （4）扭矩和抗弯截面系数。 计

25、算 及 说 明结 果 (5)校核 根据15-10查得=0.6，计算轴的应力。 查表15-1得所以高速轴满足条件。 计 算 及 说 明结 果6、 低速轴校核 已知： mm6.1448F4a= mm7.41797F4r= mm1.84791F4t= 由材料力学知识得 M （1）支反力 （2）弯矩M （3）总弯矩 （4）扭矩和抗弯截面系数。 （5）校核 根据15-10查得=0.6，计算轴的应力。 查表15-1得。所以高速轴满足条件。第四部分 轴承的选择和校核计 算 及 说 明结 果1、 高速轴的轴承选择与校核 1、根据设计手册P73选取滚动轴承7007C GB/292-1994代号dDB7007C3

26、56214415619.514.2计 算 及 说 明结 果2、 校核 由轴承受力分析求得两轴承的当量动载荷分别为： 则轴承的寿命为： 因为是球轴承所以 轴承工作时间L=300168=38400所以该轴承满足使用要求。二、中间轴轴承校核 1、根据设计手册P74选取滚动轴承7007C GB/292-1994代号dDB7007C356214415619.514.2 2、校核 由轴承受力分析求得两轴承的当量动载荷分别为： 则轴承的寿命为： 因为是球轴承所以 轴承工作时间L=300168=38400所以该轴承满足使用要求。三、低速轴轴承校核 1、根据设计手册P73选取滚动轴承7210C GB/292-1

27、994代号dDB7012C509020578342.830.5 2、校核 由轴承受力分析求得两轴承的当量动载荷分别为： 则轴承的寿命为： 因为是球轴承所以 轴承工作时间L=300168=38400所以该轴承满足使用要求。L=38400h第五部分 键的选择与校正计 算 及 说 明结 果1、 高速轴上的键选择与校正1、根据设计手册P53选择GB/T 1096 键87502、键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查的许用挤压应力，取其平均值为110Mpa。所以符合强度。2、 中间轴上的键选择与校核 1、与齿轮2相配合的键 （1）、根据设计手册P53选择GB/T 1096 键10836 （2）、键、轴和

28、轮毂的材料都是钢，由表6-2查的许用挤压应力，取其平均值为110Mpa。 所以符合强度 2、与齿轮3相配合的键 （1）、根据设计手册P53选择GB/T 1096 键12850 （2）、键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查的许用挤压应力，取其平均值为110Mpa。 所以符合强度3、 低速轴上的键选择与校核 1、与齿轮4相配合的键 （1）、根据设计手册P53选择GB/T 1096 键201263 （2）、键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查的许用挤压应力，取其平均值为110Mpa。 所以符合强度 2、与联轴器相配合的键 （1）、根据设计手册P53选择GB/T 1096 键14970 （2）、键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查的许用挤压应力，取其平均值为110Mpa计 算 及 说 明结 果 所以符合强度 第六部分 箱体及其附件的结构设计1、箱体的结构尺寸表名 称符号减速器及其形式关系箱 座 壁 厚0.025a+38mm,取8mm