二级斜齿圆柱齿轮减速器设计

课程设计目录机械设计基础课程设计任务书1一、传动方案的拟定及说明3二、电动机的选择3三、计算传动装置的运动和动力参数4四、传动件的设计计算6五、轴的设计计算15六、滚动轴承的选择及计算23七、键联接的选择及校核计算26八、高速轴的疲劳强度校核27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择31参考资料目录1题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓名学号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。动力及传动装置DVF动力及传动装置图1带式运输机传动装置图2参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件1运输带工作拉力F26KN；2运输带工作速度V20M/S；3卷筒直径D320MM；4使用寿命8年；5工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；26制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张；2零件工作图2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教1201第18周一二传动装置的总体设计拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1201第18周一至第18周二三减速器装配草图设计初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算减速器箱体及附件的设计教1201第18周二至第19周一四完成减速器装配图教1201第19周二至第20周一五零件工作图设计教1201第20周周二六整理和编写设计计算说明书教1201第20周周三至周四七课程设计答辩工字2617第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1孙桓,陈作模机械原理M北京高等教育出版社，200132濮良贵,纪名刚机械设计M北京高等教育出版社，20013王昆,何小柏,汪信远机械设计/机械设计基础课程设计M北京高等教育出版社，19954机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期2008年6月23日指导教师签名计划完成日期2008年7月11日基层教学单位责任人签章主管院长签章4设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，WN即MI4193206106RDVNW一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传INR动装置总传动比约为1623。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M4吗系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1卷筒轴的输出功率KWFVPW2510262电动机输出功率DP传动装置的总效率542321式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的21效率。由参考书1表24查得弹性联轴器；滚子轴承；圆柱齿轮传动909802；卷筒轴滑动轴承；V带传动09673545则767824MIN419RKWP257840KWPD635设计计算及说明结果故KWPPWD637840253电动机额定功率ED由1表201选取电动机额定功率KPED574电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则342I电动机转速可选范围为MIN/60598342192RINWD可见只有同步转速为3000R/MIN的电动机均符合。选定电动机的型号为Y132S22。主要性能如下表电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y132S2275KW2900R/MIN20225、计算传动装置的总传动比并分配传动比I1）、总传动比784025WP2429（符合2490包角满足条件（6）计算带的根数单根V带所能传达的功率根据2900R/MIN和125MM表84A1N1D500MM0A1600MMDL16619设计计算及说明结果用插值法求得304KW0P单根V带的传递功率的增量0P已知A型V带，小带轮转速2900R/MIN1N转动比I/221ND2查表84B得035KW0P计算V带的根数查表85得包角修正系数096,表82得带长修正系数K099LK304035096099534KWRP0KLZ729/534137故取2根PC（7）、计算单根V带的初拉力和最小值500QVV1900NMIN0FZKPC52对于新安装的V带,初拉力为15285NMIN0F对于运转后的V带,初拉力为13247NI（8）计算带传动的压轴力P2ZSIN/2754NPF01（9）带轮的设计结构A带轮的材料为HT200BV带轮的结构形式为腹板式C结构图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面V带取2根1900NMIN0F754NPF10设计计算及说明结果计算说明HB350HBS,8级精度,查表101得小齿轮40CR调质处理HB1280HBS大齿轮45钢调质处理HB2240HBS2、按齿面接触强度计算取小齿轮20，则，20412824，取83并1Z2ZI12Z2Z初步选定15确定公式中的各计算数值A因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择KT16B由图1030选取区域系数ZH2425C由图1026查得,则760184260121D计算小齿轮的转矩。确定需用接触应力M19NTE由表106查得材料的弹性影响系数ZE1898MPAF由图102查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表95得齿轮接触应力600MPA大齿轮的为550MPA1LIM2LIMH由式1013计算应力循环次数911065438245060HJLNN92184I由图1019取接触疲劳寿命系数0900961HNK2HN/S540MPA1H1NKLIM/S528MPA22LI/2543MPAH1H601910654N82MPA528401HPV326M/S11设计计算及说明结果3）、计算（1）计算圆周速度VN1/60000326M/STD1（2计算齿宽B及模数NTMBD1X429MM429MMT1COS/207MMNTTD1ZH225466MMNTMB/H429/4669206（3）、计算纵向重合度0318DTAN17041Z（4）、计算载荷系数由表1081041013103分别查得21,351,4,15,FHFHVAKK故载荷系数0HVA（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010A得4622MM1DT3KK（6）、计算模数NTMCOS/Z12232MMNT1D4）、按齿根弯曲强度设计由式101731211COSFANZUYKTM1、计算载荷系数863152FVA1704K200146221D2MM1NM12设计计算及说明结果2、根据纵向重合度1704,从图1028查得螺旋角影响系数850Y3、计算当量齿数齿形系数，1925COS03V1Z10925COS83V2Z（4）、由1图105查得7AAFFY，由表105查得621ASSYA，由图1020C但得500MPA380MPAFE2FE由图1018取弯曲疲劳极限085,0881NKN计算弯曲疲劳应力取安全系数S14,由1012得/S30357MPA1FNK1FE/S23886MPA22（5）、计算大小齿轮的，并比较1FSAY017484239650721FSASFY且，故应将代入1式（1115）计算。21FSASA2FSAY（6）、计算法向模数48107206115COS894832COS3243211FANZUYKTM对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径4622MM来计算应有的数,于是有1DA1116MM”245113设计计算及说明结果取2MM；1NM（7）、则，故取2232215COS46COS1NDZ1Z则9064，取2I190Z（8）、计算中心距M951COS2COS11ZMAN取A1116MM（9）、确定螺旋角”24510951629ARCOS211AZMN（10）、计算大小齿轮分度圆直径1DMZN58409COS2216（11）、确定齿宽57412DBA取M045B，5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）HB350HBS,8级精度,查表101得小齿轮40CR调质处理HB1280HBS大齿轮45钢调质处理HB2240HBS2）、取小齿轮20，则59取59，初3Z4Z3I09524Z步选定151DM58426M50412B，14设计计算及说明结果3）、按齿面接触强度计算确定公式中的各计算数值A因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择KT16B由图1030选取区域系数425HZC由图1026查得,80,7621则121D计算小齿轮的转矩M45NT确定需用接触应力E由表106查得材料的弹性影响系数ZE1898MPAF由图102查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表95得齿轮接触应力600MPA大齿轮的为550MPA1LIM2LIMH由式1013计算应力循环系数811067935823560HJLNN821497I由图1019取接触疲劳寿命系数0960971HNK2HN/S576MPA1H1NKLIM/S5335MPA22LI/25548MPAH1H4）、计算1、圆周速度VN1/60000121M/STD1V121M/SK196015设计计算及说明结果（2）、计算齿宽B及模数NTMBD1X65876587MMTD1COS/318MMNTMT1ZH225716MMTB/H6587/71692003、计算纵向重合度0318DZ1TAN1704A由表1081041013103分别查得21,361,458,12,HFHVAKKK故载荷系数K11121214581960（4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式1010A得7048MM1DT3KK（5）计算模数NTMCOS/3404MMNT1D3Z5）、按齿根弯曲强度设计由式101731211COSFANZUYKTMA上式中829136FVAB根据纵向重合度1704,从图1028查得螺旋角影响系数Y085C计算当量齿数齿形系数，1925COS03V1Z32615COS93V2Z由1图105查得7FFY，16设计计算及说明结果由图1020C但得500MPA380MPA1FE2FE由图1018取弯曲疲劳极限086,0891NKND计算弯曲疲劳应力取安全系数S14,由1012得/S30714MPA1FNK1FE/S24157MPA22E比较01623572413021FSASFY且，故应将代入1式（1115）计算。21SASAF2FSAYF法向模数2630152061COS858291COS32321FANZUYKTM对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径7048MM来计算应有的数,于是有1D取25MM则NM27Z3804G中心距M47135COS2COS11ZAN取A1138MMH确定螺旋角“361542138207ARCOS11AZMNI计算大小齿轮分度圆直径25MM1NM27Z3804A1138MM1“36546964MM3D20636MM4M75034B，17设计计算及说明结果3DMZN64921COS430J齿宽M64914DBA取75734B，4、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为134N“651446F73COS20COS4616201342N9“2589F63COS01COS18954922A22R231A11R411TGTGTTDTTGTGTTDTFNTNT1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40CR，调质处理，查表1531，取10A2）初算轴的最小直径M86914503D30MINPA20MMMIND18设计计算及说明结果高速轴为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6，18375MM。由机械设MIND计手册表22117查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取20MMMIND高速轴工作简图如图A所示首先确定个段直径A段20MM有最小直径算出）1DB段25MM，根据油封标准，选择毡圈孔径为25MM的2C段30MM，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承3内径D段36MM，设计非定位轴肩取轴肩高度H3MM4DE段4558MM，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据5课程设计指导书P116G段，30MM,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承7D内径F段36MM,设计非定位轴肩取轴肩高度H3MM6第二、确定各段轴的长度A段162032MM,圆整取30MM1L1LB段54MM，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54MM2C段28MM,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油3盘长度（参考减速器装配草图设计P24）L290MMS174MM19设计计算及说明结果B321610228MM3LG段29MM,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油7盘长度（参考减速器装配草图设计P24）F段，221028MMM86L6E段，齿轮的齿宽50M501BD段92MM,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度4减去箱体内已定长度后圆整得92MM4L轴总长L290MM两轴承间距离（不包括轴承长度）S174MM，2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40CR，调质处理，查表1531，取10A2）初算轴的最小直径M78253061D30MINPA因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6，27325MM。根MIND据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取30MMMIND轴的设计图如下首先，确定各段的直径30MMMIND20设计计算及说明结果A段30MM,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合1DF段30MM，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合6E段38MM，非定位轴肩5B段48MM,非定位轴肩，与齿轮配合2DC段6494MM,齿轮轴上齿轮的分度圆直径3D段50MM,定位轴肩4然后确定各段距离A段29MM,考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油1L盘的长度B段8MM,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度2C段75MM,根据齿轮轴上齿轮的齿宽3LE段43MM,根据高速级大齿轮齿宽减去2MM（为了安装固5定）F段415MM，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距6L离D段95MM,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）4S174MM减去已知长度得出3、轴的设计计算输入功率P558KW,转速N119R/MIN,T460300NMM轴的材料选用40CR（调质），可由表153查得1100A所以轴的直径3965MM。因为轴上有两个键槽，MIND30PA故最小直径加大12，44408MM。IN由表131机械设计课程设计指导书选联轴器型号为LH3轴孔的直径45MM长度L84MM1D45MMMIND21设计计算及说明结果轴设计图如下首先，确定各轴段直径A段45MM,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合1DB段60MM,非定位轴肩,H取25MM2C段72MM,定位轴肩，取H6MM3D段68MM,非定位轴肩，H65MM4DE段55MM,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合5F段60MM,按照齿轮的安装尺寸确定6G段45MM,联轴器的孔径7D然后、确定各段轴的长度A段465MM,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸1LB段68MM，齿轮齿宽减去2MM，便于安装2C段10MM,轴环宽度，取圆整值3根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要D段575MM,由两轴承间距减去已知长度确定4LE段33MM,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸5F段65MM,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到6G段84MM,联轴器孔长度7LM6501372NMFHN22设计计算及说明结果轴的校核计算,第一根轴求轴上载荷已知NFPAT754,496,318R设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图M2548L137，由材料力学知识可求得水平支反力M6501372NMFHN垂直支反力FMNNVNVA87,1360,1304492A98232MMVV，合成弯矩MNMNN1253,13498M,614032由图可知,危险截面在C右边W0194693D/W1449MPA70MPACAM轴材料选用40CR查手册A701MP符合强度条件第二根轴1449MPACAM852,14976,2NMFHN23设计计算及说明结果求轴上载荷已知NFAT134675,9,8ARTR设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图M2548L697031，由材料力学知识可求得水平支反力M852,14976,2NMFHNH垂直支反力FNVNVA65,917342M864M,350V432，合成弯矩MN1274365,941，由图可知,危险截面在B右边W01337743D/W598MPA70MPACAMMNM1274365,8941，598MPACAM186490532NMFHN24设计计算及说明结果轴材料选用40CR查手册A701MP符合强度条件第三根轴求轴上载荷已知NFAT134,675,R设该齿轮齿向是右旋，受力如图M25162L，由材料力学知识可求得水平支反力M186490532NMFHN垂直支反力FNVNVA568,1072MMV8962，合成弯矩N6321,021由图可知,危险截面在B右边算得W19300/W1977MPA70MPACAM轴材料选用40CR查手册A701MP符合强度条件MNM2631,98011977MPACANFR1395225设计计算及说明结果六、滚动轴承的选择及计算1轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷NFRNVRHR139872136502212）计算轴承的轴向载荷查指导书P12530206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷CR433KN,基本额定静载荷COR505KW，E037，Y16两轴承派生轴向力为NYFNYFRR3562,4782D1D因为FDDA3568961轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、NFDA8521NDA122）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数51PF因为3705631EFRA6,4011YX291ARPYFXF因为，ERA3095620,2Y1792ARPYF所以取NP6323）校核轴承寿命HHCNLH8702963145061601按一年300个工作日,每天2班制寿命18年故所选轴承适用。2轴轴承NP2963HLH870NFR1826NFA132D5926设计计算及说明结果1）计算轴承的径向载荷NFRNVRHR186572924212）计算轴承的轴向载荷查指导书P12530206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷CR433KN,基本额定静载荷COR505KW，E037，Y16两轴承派生轴向力为NYFYFRR592,8162D1D因为NFD1931342AA轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、NFDA1322DA59212）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数51PF因为3706591EFRA0,11YXNYFXFPAR981因为，ERA683261,4022YN322ARPYFXF所以取P913）校核轴承寿命HHCNLH142356398045260136按一年300个工作日,每天2班制寿命29年故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷NP3918HLH4256NFR163492NFA105284NP58227设计计算及说明结果NFRNVRHR162815349079422112）计算轴承的轴向载荷查指导书P12530211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷CR908KN,基本额定静载荷COR114KW，E04，Y15两轴承派生轴向力为NYFNYFRR5392,1052D1D因为NFD5391840342A轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、NFDA1052A1D22）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数51PF因为3704391EFRA0,11YXNYFXFPAR21因为，ERA35628451,4022YYFPAR822所以取NP53）校核轴承寿命HHCNLH128065890166013按一年300个工作日,每天2班制寿命26年故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算HLH12806386PMPAP06A946MPP钢铸铁8071524PPDHLT28设计计算及说明结果1轴上与带轮相联处键的校核键A1028，BHL6620单键键联接的组成零件均为钢，125MPAP125MPA386201844PPDHLTP满足设计要求2轴上大齿轮处键键A1225，BHL10836单键键联接的组成零件均为钢，125MPAPMPAPADHLTP12506381425满足设计要求3轴上）联轴器处采用键A，BHL14970单键满足设计MPA12594670945135PPPADHLT要求2）联接齿轮处采用A型键A单键5618LHB125MPAMPADLTPP4245034P满足设计要求八、高速轴的疲劳强度校核第一根轴结构如下A426MPPABMP928T45029设计计算及说明结果（1）判断危险截面在AB轴段内只受到扭矩的作用，又因为E2M高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以AB内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）截面右侧抗弯截面系数33364510MDW抗扭截面系数9122WT左截面上的扭矩T3为NT73截面上的弯曲应力ABMP86451截面上的扭转应力ATW0932轴的材料为40CR,调质处理。由表151查得AAABPMP18556851截面上理论应力系数按附表32查取。因及396043102DDDR经查之为；8125又由附图31可查取轴的材料敏性系数；8103Q故有效应力集中系数按式（附表34）为651042K927085R468357CAS30设计计算及说明结果65180110423QK皱眉经过表面硬化处理，即，则按式（312）及（3Q12A）得到综合系数为；92107241KK有附图32的尺寸系数由附图33的扭转尺寸系数为85R轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为；920032198561KK又由31及32得到40CR的特性系数0550201取，取则界面安全系数5143289657468900137182321SKKSCAMA故可知道其右端面安全；同理可知E段左端面校核为抗弯截面系数333125001MDW抗扭截面系数2WT截面IV上的扭矩T3为NT493截面上的弯曲应力ABMP0125ABMP01T357421K6849517CAS31设计计算及说明结果截面上的扭转应力ATMPW35204193由表151查得AAABP186851又由附图3