机械设计课程设计-二级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

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1、9机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图 11电动机2 V 带3齿轮减速器4联轴器5滚筒6输送带三、工作条件该装置单向传送 ,载荷平稳 ,空载起动 ,两班制工作 ,使用期限 5 年 (每年按 300天计算 ),输送带的速度容许误差为±5%.四、原始数据滚筒直径 D（ mm）： 320运输带速度 V （m/s）：0.75滚筒轴转矩 T（N·m）：900五、设计工作量1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V 带传动的设计计算5.

2、 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后 ,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计 ;2. 在指定的教室内进行设计 .一 .电动机的选择一、电动机输入功率 Pwnw60v600.75244.785r / min2 Rn2 3.14 0.32PwTnw90044.7854.219kw95509550二、电动机输出功率Pd其中总效率为3232v带轴承齿轮联轴滚筒 0.96 0.99 0

3、.970.99 0.96 0.833Pw4.2195.083kwPd0.833查表可得 Y132S-4 符合要求 ,故选用它。Y132S-4(同步转速 1440 r min ，4 极)的相关参数表 1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5.5kw1440 r min2200N mm2300N mm68kg二 .主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比nm144032.15i总nw44.785查表可得 V 带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为 35，展开式二级圆柱齿轮减速器i1 1.31.5 i2 。初分传动比为 iV带2.5 ， i

4、1 4.243， i23.031。二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则1、各轴转速nm1440niV 带576 r min2.5n576 135.753r minni14.243n135.75344.288r minni23.0312、各轴功率PPd 0PdV带 5.50.965.28kwPP P轴承齿轮5.280.990.97 5.070kwPP P轴承齿轮5.0700.990.97 4.869kw3、各轴转矩TdPd95505.536.476Nm95501440ndTTd iV 带 036.4762.50.9687.542 NmTTi1 87.542

5、4.2430.990.97356.695 N mTTi2356.6953.0310.990.971038.221N m表 2项目电机轴高速轴中间轴低速轴转速 (r min)1440576135.75362.706功率 (kw)5.55.285.0704.869转矩N gm36.47687.542356.6951038.221传动比2.54.2433.031效率0.960.960.922三 V 带传动的设计计算一、确定计算功率Pca查表可得工作情况系数kA1.2故 PcakAP1.2 5.56.6kw二、选择 V 带的带型根据 Pca、 n ，由图可得选用A 型带。三、确定带轮的基准直径dd 并

6、验算带速 v1、初选小带轮的基准直径dd1 。查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径dd1 90mm2、验算带速 v按计算式验算带的速度vdd 1n901440601000606.782m s1000因为 5 m s v 30 m s，故此带速合适。 A3、计算大带轮的基准直径dd 2按式 (8-15a)计算大带轮的基准直径dd 2iV带 dd12.590225mm 根据教材表 8-8，圆整得 dd 2 224mm。4、确定 V 带的中心距 a 和基准直径 Ld（1）按计算式初定中心距 a0500mm(0.7( dd 1dd 2 )a0 2(dd 1dd 2 )（2）按计算式计算所

7、需的基准长度Ld 0 2a0(dd 2dd 1 )22 430(90(22490)2(dd 1 dd 2 )4a0224)430224=1364mm查表可选带的基准长度Ld1400mm（3）按计算式计算实际中心距aaLdLd 014001364448mma02(4302) mm中心距的变化范围为 427 mm :490 mm。5、验算小带轮上的包角11180 od d 2d d 157.3 o180 o22490 57.3 o163 o120 oa4486、计算带的根数（1）计算单根 V 带的额定功率 Pr由 dd190mm和 n 1440 r min 查表可得 P0 1.064kw根据 n1

8、440 rmin ， i2.7 和 A 型带，查表可得P0 0.169kw 、 k0.956 、kL 0.96 。故 PrP0 P0k kL1.064 0.169 0.956 0.961.132kw（2）计算 V 带的根数 ZPca6.6Pr5.830 故取 V 带根数为 6 根1.1327、计算单根 V 带的初拉力的最小值F0 min查表可得 A 型带的单位长度质量 q 0.10kg m2.5 kPcaqv2 (5002.5 0.956 6.62F0 min5000.1 6.782)N 136Nk Zv0.9566 6.782应使带的实际初拉力 F0F0min 。8、计算压轴力 Fp压轴力的

9、最小值为FP min 2Z F0 min sin126 136sin 163。1614N22四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为 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。（4）选小齿轮齿数 Z1 20 ，大齿轮齿数 Z2 4.243 20 85 ，取 Z2 85（5）选取螺旋角，初选螺旋角14o322k

10、t T1u 1ZH ZE2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d1tudH（1）确定公式内的各计算数值试选 kt 1.6 ，由图 10-26 10.740 ，20.820则有121.560小齿轮传递转矩 T187.542 N gm查图 10-30 可选取区域系数 ZH2.433查表 10-7 可选取齿宽系数d11查表 10-6 可得材料的弹性影响系数 ZE189.8MP 2 。 查 图10-21d得 按 齿 面 硬 度 选 取 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim1 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa 。按计算式计算应力循环次数N160n1

11、jLh60576128 3005 8.294 108N 28.2941081.951084.243查图可选取接触疲劳寿命系数kHN 11.02 ， kHN 2 1.12 。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S1 ，按计算式 (10-12)得HkHN 1H lim11.02600612MPa1SkHN 2 H lim2H1.12550616MPa2SH 1H2612616H22614MPa（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得3221.687.542 10005.242.433 189.8d1t50.07mm11.5604.24614计算圆周速度vd1t n

12、150.07 57610006010001.509 m s60计算齿宽 b 及模数 mntbd d1 t 150.0750.07 mmd1tcos50.07cos14omntZ1202.429mmh2.25mnt2.25 2.429mm5.466mmb50.079.16h5.466计算总相重合度0.318d Z1 tan0.318 120tan14o1.586计算载荷系数k查表可得使用系数kA1，根据 v1.509m s，7 级精度，查表10-8可得动载系数kV1.07 ，由表10-4查得KH的值与直齿轮的相同，为1.419kF1.350 ， kHkF1.4故载荷系数kkAkV kHkH1 1

13、.071.41.4192.126按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得33d1d1tk2.12645.81455.046 mmkt1.6计算模数 mnmnd1 cos55.046 cos14oZ12.671mm203、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试 算 即3mn2kT1Y cos2YFa YSad Z12F（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数kkA kV kF kF1 1.071.4 1.352.022根据纵向重合度1.586 ，查图 10-28 可得螺旋角影响系数 Y0.88 。查图可选取区域系数 ZH2.433 ，3 0.795 ，4 0.875 则 有&#

14、39;34 1.67查表取应力校正系数YSa11.569， YSa21.783。查表取齿形系数 YFa12.724， YFa22.194。 ( 线性插值法 )查图 10-20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa 。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN 10.87 ， kFN 20.90 。计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，按计算式 (10-22)计算得kFN 1FE 10.87500F1S310.714MPa1.4kFN 2FE 20.90 380F2S244.286MPa1.4计算大、小齿轮的 YFa YSa 并加以

15、计算FYFa1YSa12.724 1.5690.014F 1310.714YFa 2YSa22.1941.7830.016244.286F 2大齿轮的数值较大。（2）设计计算31000 0.88 cos2 14o2 2.022 87.542mn2020.016 1.979mm11.586对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn2mm ，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 55.046mm 来计算应有的齿数，于是有d1 cos55.046cos14o26.705Z1mn2取 Z127 ，则 Z2

16、i1Z1 4.243 27 1154、几何尺寸计算（1）计算中心距Z1Z2mn27115 2146.347mma2cos14o2cos将中心距圆整为 a147mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosZ1 Z2 mnarccos27115 214.986 。2a2147因值改变不多，故参数、 k 、 ZH 等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1 mn272coscos14.986d2Z2 mn1152coscos14.986。55.901 mm238.099 mm（4）计算齿轮宽度bd d11 55.90155.901mm圆整后取 B155mm ， B260mm 。二、低

17、速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮 ( 或大齿轮 ) 的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为 40Cr ( 调质 ) ，硬度为 52HRC；大齿轮材料为 45 钢 ( 调质 ) ，硬度为 45HRC.（4）选小齿轮齿数 Z3 23 ，大齿轮齿数 Z4 23 3.03170.92470（5）选取螺旋角，初选螺旋角14o322、按齿面接触强度设计，按计算式试算即2kt T2 u ' 1

18、ZH ZEd3t' u 'H 'd（1）确定公式内的各计算数值试选 kt1.6小齿轮传递转矩 T2356.695Ngm查表 10-7可 选取 齿宽 系数 d 1 ,查图 10-26可选取区域系数ZH 2.433 ，3 0.765 ， 4 0.870 则有341.6351查表可得材料的弹性影响系数ZE189.8MP 2 。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限H lim3600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 4550MPa 。按计算式计算应力循环次数N360n2 jLh60 135.753 1 28 300 5 1.955 108N41.9551086

19、.4501073.031查图可选取接触疲劳寿命系数kHN 31.12 ， kHN 41.18 。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S1 , 于是 得HkHN 3H lim31.12600672MPa3SkHN 4HH lim41.18550649MPa4SH3H 4672649H'22660.5 MPa（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得3105221.63.5674.0312.433189.8d3 t11.673.03176.848mm660.5计算圆周速度d3t n276.848 135.7530.546m sv'60 100060

20、1000计算齿宽 b ' 及模数 mnt 'b 'd d3 t176.84876.848mmmnt 'd3t cos76.848 cos14oZ33.240mm23h '2.25 mnt '2.25 3.240 7.29 mmb '76.84810.54h '7.29计算总相重合度'' 0.318 d Z3 tan0.318 123 tan14o1.824计算载荷系数 k查表可得使用系数 kA1，根据 v '0.546 ms ，7级精度，查表可得动载系数 kV ' 1.04 ， kH ' 1

21、.425 ， kF'1.36， kH' kF' 1.4故载荷系数 k ' kA kV ' kH' kH '11.041.41.4242.075按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得33d3d3tk '2.07576.84883.804mmkt1.6计算模数 mn 'd3 cos83.804 cos14omn '3.535mmZ32332k 'T2 Y 'cos2YFa YSa'3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 mn ''d Z32F（1）确定公式内的各计算数

22、值计算载荷系数k 'kAkV ' kF ' kF '1 1.041.1 1.361.556根据纵向重合度' 1.824，查图可得螺旋角影响系数 Y ' 0.88 。计算当量齿数Z32325.178ZV 3cos314ocos3Z47076.628ZV 4cos3 14ocos3查表可取齿形系数 YFa 3 2.616 ， YFa 42.227 。查表可取应力校正系数 YSa3 1.591， YSa41.763 。 ( 线性插值法 )查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 3500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 4380MPa 。查图可取弯

23、曲疲劳寿命系数kFN 30.90 ， kFN 40.93 。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，按计算式计算FkFN 3 FE 30.90500321.429MPa3S1.4kFN 4 FE40.93 380F 4S1.4252.429MPa计算大、小齿轮的 YFa YSa ' 并加以计算FYFa 3YSa32.6161.5910.013321.429F 3YFa 4YSa42.2271.7630.016252.429F 4大齿轮的数值较大。（2）设计计算3356.695 10000 0.88 cos2 14omn '21.55612320.016 2.572mm

24、1.635对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn '3mm ，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d3 83.804mm 来计算应有的齿数，于是有d3 cos83.804cos14oZ327.105mn3取 Z326 ，则 Z4 i2Z3 3.03128 84.868854、几何尺寸计算（1）计算中心距Z3 Z4 mn '2885 3174.689mma '2cos14o2cos将中心距圆整为 a '175mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角'arccos

25、Z3 Z4 mn 'arccos2885 314.403。2a '2175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d3Z 3mn '28386.726 mmcos'cos14.403。d4Z4 mn '853263.274 mmcos'cos14.403 。（4）计算齿轮宽度b 'd d3 186.726 86.726 mm圆整后取 B390mm ， B495mm 。五轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dd1

26、51.761mmFte2T1287542d13398N51.761FretannFtetan 20o3398 1275 Ncoscos14o21'41"FaeFte tan3398 tan13.7。846N2、选取材料可选轴的材料为45 钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取A011233dminA0P11125.28n123.44mm576应该设计成齿轮轴， 轴的最小直径显然是安装连接大带轮处， 为使 d - 与带轮相配合，且对于直径 d 100mm的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%，然后将轴径圆整。故取 d- 25mm 。4、拟定轴上零件的装配草图方案( 见下图

27、)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取 L90 mm ，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取d32 mm，根据装配关系，定L35mm（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为 dDB35mm 80mm 21mm ，故 d35mmd，段 挡 油 环 取 其 长 为19.5mm, 则L40.5mm 。（3）段右边有一定位轴肩，故取d42mm ，根据装配关系可定L 100mm ， 为 了 使 齿 轮 轴 上 的 齿 面 便 于 加 工 ， 取LL5mm, d44mm 。（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8

28、mm,故右侧挡油环的长度为 19mm,则 L42 mm（5）计算可得 L1104.5mm, L2151mm, L350.5mm 、（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键 C 型连接，其尺寸为 b h L 10mm 8mm 80mm, 大带轮与轴的配合为 H 7 ，流动轴承与轴的周r 6向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷Fr1 和 Fr 2带传动有压轴力 FP ( 过轴线，水平方向 ) ， FP1614 N 。将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三 注 图二中 Fae 通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中 Fte 通过另加

29、转矩而平移到指向轴线Fr 2V15150Faed1Fre15102Fr 2V2163 NFr1VFreFr 2V1824N同理Fr 2 H853NFr1HFteFr 2 H3398 8532545NFr1Fr 1V2Fr1 H218242254523131NFr 2Fr 2V2Fr 2H22163285322014N6 、求两轴承的计算轴向力 Fa1 和 Fa 2对于 70000AC 型轴承，轴承的派生轴向力Fd0.68FrFd10.68 Fr 10.6831312129.08NFd 20.68Fr 20.6820141369.52NFaeFd 28461369.522215.2 N Fd1故

30、 Fa12215.2 N , Fa2Fd11369.52 N7、求轴承的当量动载荷P1 和 P2对于轴承 1 Fa12215.20.70 0.68Fr 13131对于轴承 2 Fa21369.520.68Fr 22014查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1X10.41， Y1 0.87对于轴承 2X 21， Y20PfPX Fr 1Y Fa11 0.41 3131 0.87 2215.2 3210.934N111P2f P X 2 Fr 2Y2 Fa 21 1 201402014N8、求该轴承应具有的额定载荷值因为 P1P2 则有33C P160n1Lh '3210.9346057628300524993.1N Cr106106故 7307AC 符合要求。9、弯矩