机械设计课程设计设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器

1、§1机械设计课程设计任务书一、 设计题目：设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。二、 设计条件：整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。vf二、原始数据：学号1-910-1819-2829-3738-46输送带拉力f（n）38002500220028003200输送带速度v（m/s）0.81.21.31.10.9鼓轮直径d（mm）300430450380340三、设计内容：1 分析传动方案；2 减速器部件装配图一张(0号图幅)；3 绘制轴和齿轮零件图各一张；

2、4 编写设计计算说明书一份。§2传动方案的分析本设计中采用原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用于繁重及恶劣的条件下长期工作，使用维护方便，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。二级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比一般为8 - 40，结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿

3、齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。所以本设计采用的是两级斜齿圆柱齿轮传动。§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率pw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、v形

4、带传动、工作机的效率，由2表1-7查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.95，则传动装置的总效率为 总=1223345 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.83263.选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通v带传动 i带=24 圆柱齿轮传动 i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为 i总=i带×i齿1×i齿2 i总=（24）×（35）×（35）=（18100）电动机转速的可选范围为nd=i总×nw=（18100）×nw=

5、18nw100nw=18×50.581000×50.58910.455058r/min根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。选用同步转速为1500r/min选定电动机型号为y112m - 4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm / nw=式中nm-电动机满载转速，1440 r/min nw-工作机的转速，50.58 r/min2.分配传动装置各级传动比 i总=i带×i齿1×i齿2 分配原则： （1）i带i齿 （2）i带=24 i齿=35 i齿1=（1.31.

6、5）i齿2 根据2表2-3，v形带的传动比取i带 =2.5，则减速器的总传动比为 取 i齿1=1.3i齿2双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 = 低速级的传动比 i齿2 = i/i齿1 =三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 1440 r/min n= nm / i带 = n= n / i齿1 =n= n / i齿2 =2.各轴输入功率 p0= pd=p= pd4 = p= p23 =p= p23 =3.各轴输入转矩t0 = 9550pd/n0 =t = 9550p/n = t = 9550p/n = t = 9550p/n = 表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号

7、功率转速转矩传动比0轴3.46144022.952.5轴3.2957654.553.85轴3.19149.61203.632.96轴3.0950.54583.88§4传动零件的设计计算一、v带传动设计1.设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)确定计算功率pcapca=d查1表8-7(2)选择带的型号查1图8-11取a型带a型带(3)选择小带轮直径100查1 表8-6及8-8(4)确定大带轮直径=2.5×100取标准值250250(5)验算传动比误差=0(6)验算带速(7)初定中心距取500(8)初算带长1560.75(9)确定带的基准长度查1表

8、8-2取=1600=1600(10)计算实际中心距离（取整） 取=520=520(11)安装时所需最小中心距（取整）(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距(13)验算小带轮包角度(14) 单根v带的基本额定功率查1表8-4a插值法=1.14+0.1728=1.31kw (15) 单根v带额定功率的增量查1表8-5b插值法0.15+0.01920.17kw=0.17kw(16) 长度系数查1表8-2=0.99=0.99(17)包角系数查1表8-5插值法=0.956=0.956(18)单位带长质量查1表8-3(19)确定v带根数取z=32z=3(20)计算初拉力查1表8-3得q= 0.10153.

9、84=153.84n(21)计算带对轴的压力913.45=913.45n2.带型选用参数表带型a型1002507.54520163.473913.45503带轮结构相关尺寸项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)带轮基准宽bd查1表8-10(2)带轮槽宽b13(3)基准宽处至齿顶距离ha查1表8-10取ha3ha3(4)基准宽处至槽底距离hf查1表8-10取hf9(5)两v槽间距e查1表8-10(6)槽中至轮端距离查1表8-10(7)轮槽楔角查1表8-10度(8)轮缘顶径(9)槽底直径=232(10)轮缘底径d1查1表8-10 6=220(11)板孔中心直径d0=135(12

10、)板孔直径d0取d040=40(13)大带轮孔径d由装带轮的轴i决定轴i为45钢，=126103，取120=21.45取d=25d=25(14)轮毂外径d1取(15)轮毂长l取l60l60(16)辐板厚ss=()b=7.1512.5取s=10s=10(17)孔板孔数取8个个8个二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-868级，选用7级级7级2材料选择查1表10-145钢(调质)45钢(调质)3选择齿数z取取=93个u=3.884选取螺旋角5按齿面接触强度设计（1）试选kt取=1.3=1.3（2）

11、区域系数zh由1图zh2.425zh2.425（3）a由1图6查得a1=0.78a2=0.87 0.78+0.87=1.65a=1.65(4)计算小齿轮传递的转矩t1nmm nmm(5)齿宽系数d由1表0.71.15，取d=1d=1(6)材料的弹性影响系数ze由1表ze=189.8mpa1/2ze=189.8 mpa1/2(7) 齿轮接触疲劳强度极限由1图630480630480（8）应力循环次数n由1式n160n1jlh= n2= n1/i齿1 = （9）接触疲劳强度寿命系数khn由1图khn1 =1.02 khn2 =1.11khn1 =1.02khn2 =1.11（10）计算接触疲劳强度

12、许用应力h取失效概率为，安全系数为s=1，由1式得h1= = h2= h= = =642.6=537.6=590.1（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算=40.37mm=40.37mm（12）计算圆周速度vm/s=1.22 m/s（13）计算齿宽bb = dd1tb1=40.37 圆整取b1=45b2=40mmb1=45 mmb2=40 mm（14）模数h = 2.25mnt =2.251.62=3.65b/h =度=1.62h=3.65b/h=12.33（15）计算纵向重合度= 0.318dz1tan=2.04=2.04（16）计算载荷系数k由1表10-2查得使用系数根据v=

13、1.22m/s，级精度，由1图查得动载荷系数1.05由1表查得kh=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b =1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10-3×45=1.32由1图查得kf=1.28假定，由1表查得1.5故载荷系数k=kakvkhkh=1.05kf=1.28kh=1.32=1.5k=2.08（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式d1=d1t=d1=47.22（18）计算模数mm=1.906按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数kk=kakvkfkfk= =2.02k=2.02

14、（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度=2.04，从1图0.870.87（3）计算当量齿数zv =26.63 =103.19=26.63=103.19（4）齿形系数yfa由1表yfa1=yfa2=yfa1=2.58yfa2=2.19（5）应力校正系数ysa由1表ysa1=ysa2=ysa1=1.598ysa2=1.793（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图550420（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图0.880.90.880.9（8）计算弯曲疲劳许用应力f取弯曲疲劳安全系数s1.3，由式得f1= =f2= f1=372.31f2=290.77（9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的数值大 =0.0

15、11 =0.014（10）齿根弯曲强度设计计算由1式 =1.311.31结论：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，取2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 47.22 mm来计算应有的齿数。于是由= 取23 ， 则z2 = z1×i齿1 = 23×3.85=88.55 取z2 =893几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为a=117mma=117 mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度=（3）计算齿轮的分度圆直径dmm49.3 mm

16、190.78mm（4）计算齿轮的齿根圆直径df=49.3-5=44.3=190.78-5=185.78mm=44.3mm=185.78mm（5）计算齿轮宽度bb = dd1圆整后取：b1 =45 b2 = 40 mmb1 =45b2 = 40（6）验算= n = 2212.98 n= n/mm = 49.18 n/mm100n/mm合适（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表10-11选用7级级7级2材料选择45钢(调质)45钢(调质)3选择齿数z取=30=88.8 取=89个=30=892.974选取螺旋角 取5按齿面接触强

17、度设计（1）试选kt1.21.4取kt1.3kt1.3（2）区域系数zh由1图zh2.425zh2.425（3）a由1图6查得a3=0.78a4=0.87 0.78+0.87=1.65a=1.65(4)计算小齿轮传递的转矩t查表1nmm nmm(5)齿宽系数d由1表d=1d=1(6)材料的弹性影响系数ze由1表ze=189.8 mpa1/2mpa1/2ze=189.8 mpa1/2(7) 齿轮接触疲劳强度极限由1图630480630 480（8）应力循环次数n由1式n3 = 60n3jlh n4 = n3/ i齿2 =（9）接触疲劳强度寿命系数khn由1图khn3 = 1.11 khn4 =

18、1.15 khn3 = 1.11 khn4 = 1.15（10）计算接触疲劳强度许用应力h取失效概率为，安全系数为s=1，由1式得h3= = h4= = h= = h3=699.3h4=552h=625.65（11）试算小齿轮分度圆直径按1式（1021）试算=61.46mm=61.46（12）计算圆周速度v =0.48m/s0.48m/s（13）计算齿宽bb = dd3tb3= 取b3 =65b4=60mmb3 =65b4=60（14）模数h = 2.25mnt =2.251.98=4.56b/h =度=1.98h=4.56b/h=14.25（15）计算纵向重合度= 0.318dz3tan=2

19、.56=2.56（16）计算载荷系数k由1表10-2查得使用系数根据v= 0.48 m/s，级精度，由1图查得动载荷系数1.02由1表查得kh=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b =1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10-3 ×65=1.33由1图查得kf=1.29假定，由1表查得1.5故载荷系数k=kakvkhkh=1×1.02×1.5×1.332.031.02kf=1.33kh=1.29=1.5k=2.03（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3由1

20、式d3=d3t=d3 =71.3（18）计算模数=mm=36按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数kk=kakvkfkfk1×1.02×1.5×1.291.97k1.97（2）螺旋角影响系数根据纵向重合度= 2.56，从1图0.870.87（3）计算当量齿数zv= =92.14=31.06=92.14（4）齿形系数yfa由1表yfa3=yfa4=yfa3=2.53yfa4=2.21（5）应力校正系数ysa由1表ysa3=ysa4=ysa3=1.63ysa4=1.782（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1图550420550420（7）弯曲疲劳强度寿命系数由1图0.880

21、.90.880.9（8）计算弯曲疲劳许用应力f取弯曲疲劳安全系数s1.3，由式得f3= f4= f1=372.31f2=290.77（9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的数值大 =0.011 =0.014（10）齿根弯曲强度设计计算由1式 =1.981.98结论：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，取2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=71.3 mm来计算应有的齿数。于是由= 取35 ， 则z4 = z3×i齿2 =352.96=103.6 取z4 =104 3几何尺寸计算

22、（1）计算中心距a将中心距圆整为144mm144mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度（3）计算齿轮的分度圆直径dmm75.51 mm224.38mm（4）计算齿轮的齿根圆直径df=75.51-2.52=70.51=224.38-2.52=219.38mm=70.51 mm=219.38mm（5）计算齿轮宽度bb = dd3圆整后取：b3 = 80 b4 =75 mmb3 = 80 b4 =75（6）验算= n = 5393.46 n= 67.42 n/mm 67.42 n/mm100n/mm 合适（三）斜齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽螺旋角高速级斜

23、齿圆柱齿轮2a=117 b1=45 b2=40 =低速级斜齿圆柱齿轮2144b3 = 80b4 =75§5轴的设计计算减速器轴的结构草图一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3， 考虑键：齿轮直径小于100 ，有一键时，轴径增大57，则3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果用键与v带连接，带有键槽 取25=25考虑毡圈，查2表7-12，取3030轴承同时受到径向力和轴向力作用选用角接触轴承，查2表6-6, 考虑大于，选用

24、7007ac， =35=35查表66，取=42 ， =42=42=44.3=42=354选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2， 故选用 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查 2表11-1取 8 8地脚螺栓直径及数目n查 2表11-120mm=4轴承旁联接螺栓直径查 2表11-1，取1616轴承旁联接螺栓扳手空间、查 2表11-1,轴承盖联接螺钉直径查 2表11-1轴承盖厚度查 2表11-10小齿轮端面距箱体内壁距离查 2 >，8mm,取10mm10 轴承内端面至箱体内壁距离查 2选择脂润滑，=812mm,取1010轴承支点距轴承宽边端面距离a查2表

25、6-6 因为是7007ac轴承故5.计算各轴段长度。名称计算公式单位计算结果查2p209 ，取=60=60=25=92=b1=45=45 取=8=8=25=25l（总长）l=+=313l=313（支点距离）=+-2a=135=135二、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3， 考虑键：最小直径处没有装键，故不考虑键的影响。3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果选用轴承7207ac,=35=35装小齿轮,考虑键，装大齿轮,考虑键，

26、=40选用轴承7207ac,=35=354选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2 = 故选用 脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a查表26-6，5.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果=28=78=c=5=5=38=28l（总长）l=+=177l=177（支点距离）= l-2a=177-42=135=135三、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3， 考虑键：齿轮直径小于100，

27、有一键时，轴径增大57，则3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果查表28-7，选用lt8j1型弹性柱销联轴器，55=55考虑联轴器定位考虑密封圈：=65=65查表26-6，选用7214ac轴承, =70, b=24 ，a=35.1,=70考虑轴承定位，取安装直径并查2表，取标准值=80=80取95=95非定位轴肩，查2表1-16取71，考虑键，=80=704选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2 故选用 脂 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a查表26-6，a=35.1a=35.15.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果选联轴

28、器轴孔长度为84 =82取=60=60=35=52 =5=b4-2=75-2=73=73=35=35l（总长）l=+=342l=342（支点距离）=+-2a=129.8=129.8二、校核轴的强度齿轮的受力分析：高速级齿轮2受力:低速级齿轮3受力:齿轮2上的圆周力齿轮2上的径向力齿轮2上的轴向力=2212.98 =834.24 =596.69 齿轮3上的圆周力齿轮3上的径向力齿轮3上的轴向力=5393.46 2095.27 1489.66 1求支反力、绘弯矩、扭矩图（1）垂直平面支反力 fav，fdv为轴承垂直支反力：由fav+fr2+fdv=fr3,fdv*lad+fr2*lab=fr3*l

29、acfav=-146.26n 力的方向垂直平面向下 fdv=1407.29n 力的方向垂直平面向上（2）垂直平面弯矩图mbv-= , mbv+= mcv+= mcv-= fdv lcd=36.59nm（3）水平平面支反力由fah+fdh= =0 fah=2497.67n fdh=5108.77n（4）水平平面弯矩图mbh=-fah lab=-114.89n.m, mch=-fdh lcd=-132.83n.m（5）合成弯矩图（6）扭矩图2按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：危险截面是出c截面（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度查1表15-1得 ,因此,

30、故安全。§6轴承的选择和校核一、轴承的选择和校核1轴轴承的选择选择轴轴承的一对 7207ac 轴承，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，查出和。cr=29.0kn cor=19.2kn3校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（3）求两端面轴承的派生轴向力、（4）确定轴承的轴向载荷、（5）计算轴承的当量载荷、查1 表13-5、13-6 ：（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算，滚子轴承的0.68 ，查1表13-6取冲击载荷系数

31、 1.1 ，查1表13-4取温度系数1，计算轴承工作寿命：结论：轴承受命合格§7键联接的选择和校核一、轴大齿轮键1键的选择选用普通圆头平键 a 型,轴径 40 mm ,查1表6-1得2键的校核键长度小于轮毂长度，前面算得大齿轮宽度36mm,的长度系列选键长 36mm1表16-2得所以所选用的平键强度足够。§8联轴器的选择查1表14-1得查2表8-5，选用弹性套柱销联轴器:§9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一、传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。2滚动轴承的润滑因为小于,滚动轴承采用脂润滑。轴承内侧应设置甩油环，以免稀油进入轴承而将润滑

32、脂稀释二、减速器密封1.轴外伸端密封因为轴承选用脂润滑，工作环境较清洁，轴颈圆周速度，工作温度不超过，所以轴外伸端选用毛毡圈密封2.轴承靠箱体内侧的密封因为轴承采用脂润滑，为防止箱内润滑油和润滑脂混合，所以在轴承前设置挡油环。查图16-12可得3.箱体结合面的密封为保证密封，箱体剖分面连接凸缘应有足够宽度，并要经过精刨或刮研，连接螺栓间距也不应过大（小于150-200mm），以保证跢的压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片。为提高密封性，可在剖分面上制出回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。§10减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱体主要设计尺寸名称计算依据计算过程

33、计算结果箱座壁厚取88箱盖壁厚取88箱座凸缘厚度=12箱盖凸缘厚度=12箱座底凸缘厚度=20地脚螺栓直径查 2表11-1=20地脚螺钉数目=6=6轴承旁联接螺栓直径取1616箱盖与箱座联接螺栓直径 =(0.50.6)×20=1012取=10=100联接螺栓的间距查2表11-1：(150200)mm ,取15015轴承端盖螺钉直径定位销直径(0.70.8)×10=78 取=8=8、至外箱壁距离、至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径查2表11-1凸台高度根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准=48=48轴承座宽度=8+20+22+(5+10)=5560 取=55铸造过渡尺寸查2表11-1和1-38x=3，y=15x=3y=15大齿轮顶圆与内箱壁距离=,取1010齿轮端面与内箱壁距离10151015,取1010箱盖、箱昨筋厚、