机械设计双级圆柱齿轮减速器说明书

1、武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级：机制中美班学生学号：333学生姓名：小汤哥学生成绩：指导教师：秦襄培课题工作时间：2016-12-12至 2015-12-30武汉工程大学教务处目录22445616171821222424计算与说明主要结果一设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件：T=410N?M;V=0.8m/s; D=340mm已知条件：；F=4600N;V=0.4m/s;D=400mm1. 工作环境：一般条件，通风良好；2. 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3. 使用期限： 8 年，大修期 3 年，每

2、日两班制工作；4. 卷筒效率： =0.96；5. 运输带允许速度误差：± 5%；6. 生产规模：成批生产。设计注意事项：1.设计由减速器装配图1 张，零件图2 张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成;2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;3. 设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。二 传动方案的分析与拟定nw=44r/min根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为nw601000 v / (D )6010000.8 / (3.14340) r / min44 r / min为防止过载以及过载而引

3、起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V 带传动+内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：图 1.传动方案简图计算与说明主要结果三电动机的选择与计算1电动机的类型选择根据动力源和工作条件，选用Y 系列三相交流异步电动机。2电动机的功率工作机有效功率:F=2T/D=2×410/340=2412NPw = Fv/1000 =2412 ×0.8/1000 kW=1.93 kW设电动机到工作机之间的总效率为，查文献 4 表 2-2可得： V 带传动1=0.96 ， 滚动轴承 =0.99 ，圆柱齿轮传动2 3=0.97 ，弹性联轴器 4=0.99 ，卷筒轴滑动轴承5=0.98 ，由此

4、可得：总效率：总效率： =0.8532= 1 2 3 4 5=0.96× 0.993× 0.972× 0.99 × 0.98=0.85电动机所需功率：P=P / =1.93/0.85=2.27 kWdw查文献 4 表 16-1选取电动机的功率为3kW。3电动机转速的选择选用同步转速为 1500r/min的电动机。4电动机型号确定由功率和转速， 查文献4 表 16-1 ，选择电动机型号为： Y132S-6, 其满载转速为 960r/min ，查表 16-2 ，可得：电动机型号：中心高 H=132 mm；轴外伸轴径 D=38 mm；轴外伸长度 E=80 mm

5、.Y132S-6四传动比的分配计算得内外总的传动比inm / nw1420 / 4432.27取 V 带传动的传动比 i 1=2.5 ，低速级齿轮的传动比 i 2=3.1 则i3i / i1i232.27/ 2.53.14.16满足 i 3=（1.3-1.4 ） i 2计算与说明主要结果五传动装置的运动及动力参数的选择和计算1. 各轴的转速计算n0=nm=1420r/minn =n0/i 1=1420/ 2.5 r/min=568r/minn =n /i2 =568/3.1 r/min=183 r/minn =n /i3 =183/4.16 r/min=44r/min2. 各轴的输入功率计算P

6、0=Pd =2.2 kWP =P04 =2.2 × 0.96 kW=2.11 kWP =P 23=2.11 × 0.99 × 0.97 kW=2.03 kWP =P 23=2.03 × 0.99 × 0.97 kW=1.95 kW3. 各轴的输入转矩计算T =9550P /n =9550× 2.2/1420N· m =14.80N· m000T =9550P/n =9550× 2.11/568N·m =35.48N· mT =9550P /n=9550× 2.03/183N&

7、#183; m =105.94N· mT =9550P/n =9550× 1.95/44N· m =423.24N· m将上述数据归纳总结如下表所示。表 1.各轴的运动和动力参数转速功 率转 矩轴号传动比 i效率（ r/min ）（ kW）（ N · m）电动机输14202.214.80出轴2.55682.1135.480.96高速轴3.10.9603中间轴1832.03105.940.96034.16低速轴441.95423.24减速器总传动比：i=32.27低速级传动比：i2=3.1高速级传动比：i3=4.16计算与说明主要结果六传动零件的

8、设计计算和轴系零部件的初步选择1. 减速器外部传动 V 带传动的设计计算（ 1）、确定计算功率 PC两班制工作，即每天工作 16h，查表 8-8 得工况系数 KA=1.2 ，故P c = K AP = 1.2 × 2.2kW =2.64 kW （ 2）、选择普通 V 带的型号根据 Pc=2.64 kW 、 n0=1420 r/min，由文献3 图 2-7 初步选用A 型带。（ 3）、选取带轮基准直径dd1 和 dd2由文献 3 表 2-6 取 dd1=90 mm，并取 =0.02 ，则d d2n 0d d11420n0.02 mmn1(1- )56890 1221mm由文献 3 表

9、2-6 取最接近的标准系列值 dd2 =224 mm。（ 4）、验算带速 vvd d 1n03.14901420 m / s6.69 m / s601000601000因 v 在 5 25 m/s 范围内，故带速合适。（ 5）、确定中心距 a 和带的基准长度 Ld 初定中心距 a0 的取值范围为220 mma0628 mm初选中心距 a =400 mm 。0由此计算所需带长为Ld 02a0(dd 1(dd 2dd1 )2dd 2 )4a0224003.14(90224)(22490)2mm244001304mm查阅文献 3 表 2-4，选择基准长度L d=1250 mm 。由此计算实际中心距得

10、aa0(LdLd 0 ) / 2400(1250 1304)/ 2mm373mm（ 6）、验算小带轮包角1带轮基准直径：dd1 =90 mmdd2 =224 mm安装中心距：a=592 mm带的基准长度：L d =2000 mm计算与说明主要结果1 180 - dd 2 dd1 57.3 a180 - 224 90 57.3159120373（ 7）、确定带的根数已知 d =90 mm， i=2.5 ， v=6.69 m/s，查文献3表2-1得 P =1.056 kW ，查文献 3d110表 2-2 得 P =0.17 kW ；因 =159°，查文献3 表 2-3 得 K =0.95

11、 ；因 L =1250mm，查0d文献 3表 2-4得 KL=0.93 ，因此小带轮包角： 1=155.8°PcPczP0)K KLP0 (P02.642.43(1.056 0.17) 0.95 0.93取 z=3 根。（ 8）、确定初拉力0F单根普通 V带的初拉力为(2.5K )Pc2F0 500K zvqv500(2.50.95) 3.60.1056.692 N0.9536.69（ 9）、计算压轴力153NFQF2zF sin1Q0223153sin159 N903N2（ 10）、带轮的结构设计A、小带轮的结构设计由于 dd1=90mm300mm, 所以带轮采用腹板式结构, 小带

12、轮装在电动机轴上， 轴孔直径等于电动机外伸轴径 , 即 28mm,轮缘宽度 B=(z-1)e+2f=(3-1)× 152× 10=50mm,轮毂长度 L1=50mm电动机伸长长度, 小带轮外径da1 =dd 2ha=90 2 × 2.75=95.5mm ，da/2=95.5/2=47.75电动机的中心高, 故小带轮 1的结构设计合理。B、大带轮的结构设计由于 dd2=224mm300mm，所以带轮采用腹板式结构， 其大齿轮外径 da2=dd2 2ha=224 2× 2.75=229.5mm，轮毂长度 L2=60mm。带的根数：Z=3初拉力：F0=153N

13、压轴力：FQ=903N小带轮外径：da=95.5mm轮毂长度：L=50mm大带轮外径：da2 =229.5mm 轮毂长度：L2=60mm计算与说明主要结果2高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率2.11 kW ，转速568 r/min，转矩T =35.48 N · m，齿数比u=i 2=3.1 ，单向运转，载荷平稳，每天工作16 小时，预期寿命8 年，电动机驱动。（ 1）、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮 :45 钢 , 调质处理，齿面硬度230HBS;大齿轮 :45 钢 , 正火处理，齿面硬度190HBS。（ 2）、确定许用应力A.确定极限应力Hlim 和 Flim许用接触应

14、力Hlim1 =600MPa， Hlim2 =550MPa；许用弯曲应力Flim1 =500MPa， Flim2 =380MPa。B.计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN， YNN160a1n1t60 1 568 8300 161.31 109N 11.311094.329N 23.110u查文献 3 图 3-7 和图 3-9得， Z=0.9 ， Z =0.95 ； Y =0.85 ， Y =0.88.N1N2N1N2C. 计算许用应力安全系数： SH lim1.0 ， SF lim1.4 ，则：HP 1H lim 1 ZN1/ S540MPaHminHP2H lim 2 N 2/SH min

15、 523MPaZFP 1F 1YSTYN 1 /SF 1303.57MPaY YF 2238.85MPaFP 2F2 ST N2/ S（ 3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A. 选择齿轮类型选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B. 选用 8 级精度C. 初选参数14o ， Z 137 ， Z Zu=37× 3.1 118， 120初选参数：, 齿宽系小齿轮 1 齿数：Z1=37大齿轮 2 齿数：Z2=118变位系数：数d 1。120D. 初步计算齿轮主要尺寸齿宽系数：d 1计算与说明主要结果由于载荷平稳， 取载荷系数 K=1.3, 根据螺旋角查得节点区域系数ZH 2

16、.443 ; 弹性系数 ZE189.8 MPa ; 取重合度系数 Z0.8 ; 螺旋角系数为：Zcoscos140.985 ；因此，有：32KT1u 1ZZ Z Z2d1?HE?duHP21.3354803.112.4330.9850.441189.823mm0.9?5233.143.81mm法面模数：故：mn=2 mmmnd1 cos43.81cos14mm1.14 mmZ137取标准模数 mn=2 mm，则中心距amn (Z1Z 2)1.537118mm159.794mm中心距：2cos2cos14a=159mm圆整后取 a=159 mm。调整螺旋角：arccosmn ( z1z2 )2a

17、螺旋角：arccos2(37118)13.86o215913.86o计算分度圆直径：分度圆直径：d 1mn Z1 / cos237mmd1=76.289mm ；o2cos13.86d =243.299mm76.289 mmd 2mn Z2 / cos2118mmcos13.86243.299mm计算圆周速度：3.1449.48 568vd1n1 / (60 1000)600001.47m / s圆周速度：v=1.47 m/s计算与说明主要结果计算齿宽：大齿轮齿宽：大齿轮：b2=76mmb2bdd1 1 76.289mm 76mm，小齿轮齿宽：小齿轮：1b =81mm1(5 10)mm (76

18、5)mm 81mm;b b2（ 4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数 :ZV 1Z137cos340.437cos313.86ZV 2Z2118cos3128.821cos3 13.86查图得，齿形系数：Y2.52 ， Y2.22 ；应力修正系数： Y1.68 ，Fa 1Fa 2Sa1Sa 21.81 。取 Y0.68，Y0.7，则：YF 12KT 1Fa 1 Sa1?Y YY Ybd1mn21.1354805049.482.52 1.68 0.68 0.7MPa231.79MPaFP1F 2YFa 2YSa2F1YFa 1YSa131.792.221.81 MPa2.521.6830.

19、17 MPaF P2齿根弯曲强度足够。（ 5）、齿轮结构设计齿顶圆直径：da1d12ha76.2892齿顶圆直径：1.5 mm 79.289mmda1 =79.289mmad =246.299mmda2d22ha2243.299 2 1.5 mm 246.299mm齿根圆直径：df 1d12hf76.28921.25 1.5 mm72.539mm计算与说明主要结果N，确定寿命系数Flim3= Flim4=350MPaHlim3 = Hlim4 =1120MPaHlim 和 Flim45 钢表面淬火，齿面硬度df 2 d 2 2hf(243.299 2 1.25 1.5)mm齿根圆直径：df1

20、=72.539mm239.549mmdf2 =72.539mm高速级齿轮设计结果：Z1 37， Z2118，d 1=76.289mm,d 2 =243.299 mmd a1=79.289mm,da2=246.299mmd f1=72.539mm,df2 =72.539mmb 1=55mm,b2=50mmmn=2mm,13.86o, a=159mm， v=1.47m/s.对于高速轴上的小齿轮1 ，从键槽底面到齿根的距离x 过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同， 均采用 45 钢调质处理。 对于中间轴上的大齿轮2 ，因为 da2 200mm ， 所 以 做 成 腹 板 式 结 构 ， 其 中

21、 ， d h=1.6d s=1.6*43mm=68.8mm， =8mm ，c=0.3b=0.3*42mm=12.6 mm，d0=131.584 mm ，d=31.392mm 。具体结构如装配图上所示。3. 低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率2.03kW ，转速 183 r/min ，转矩 T2=105940 N·mm ，齿数比u=i =4.16，单向运转，载荷平稳，每天工作16 小时，预期寿命 8 年，电动机驱动。3（ 1 ）、选择齿轮的材料及热处理方式大小齿轮均采用4050HRC ，取 45HRC 。（ 2 ）、确定许用应力A确定极限应力许用接触应力许用弯曲应力B计算应力

22、循环次数ZN , YNN3 60a3n3t60 1 1838300 164.22 108N4 N3 / u 4.22 108 / 4.161.02 108查图表得， ZN3=0.96, ZN4=0.99; YN3=YN4=1。C计算许用应力安全系数：1.4， S1.4SH limF lim故有：计算与说明主要结果H lim3 Z N 311200.96768MPaHP 31.4MPaSH minH lim4 Z N 411200.99792MPaHP 41.4MPaSH minF lim3 YSTYN 335021500MPaFP 31.4MPaSF minF lim4 YSTYN 43502

23、1500MPaFP 41.4MPaSF min（ 3 ）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A选择齿轮类型初估齿轮圆周速度 v<=2.5m/s ，选用较平稳、 噪声小、 承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B初步选用 8 级精度C初选参数初选：10 ，Z320, Z4 =Z3u=20 4.1684，40，齿宽系3数 d0. 5 。D初步计算齿轮主要尺寸当量齿数：Z320ZV 320.94cos3cos3 10Z484ZV 484.42cos3cos310据此查得： Ysa3=2.78 ,Y sa4=2.22;Y Fa3=1.56 ,Y Fa4=1.77 ; 取 Y =0.7，Y =0.9；由于载

24、荷平稳，取载荷系数 K=1.1 ，则：2KT2 cos3 Y YYFaYSamn?3d z12FP32 1.1105940cos3 10 0.7 0.91.562.780.5202?mm5001.83mm（因为 YFa3YSa3 比 YFa4YSa4大，所以上式将YFa3YSa3代入）FP3FP4FP3小齿轮 3 齿数：Z3=20大齿轮 4 齿数：Z4=84变位系数：340齿宽系数：d 0. 5计算与说明主要结果取标准模数 mn=3mm ，则中心距amn ( Z3 Z4 )3.5(20 72) mm 158.376 mm2cos2cos10圆整后取a=159mm 。调整螺旋角：arccosmn

25、 ( Z3 Z4 )2aarccos3(2084)2 1599.93o计算分度圆直径：d3 mn Z 3 / cos3 20o mm 60.914 mmcos9.93d4 mn Z4 / cos3 84 o mm 255.838 mmcos9.93计算圆周速度：vd3n3 / (60 1000)3.14 60.914 183m / s600000.584m / s符合估计值。计算齿宽：大齿轮： b4bdd30.5 60.914mm31mm，小齿轮：b3b4(5 10)mm(315)mm36mm;（ 4 ）、验算轮齿齿面接触疲劳强度根据螺旋角查得节点区域系数ZH2. 45 ;弹性系数 ZE189

26、.8 MPa ;取重合度系数 Z0.8 ;螺旋角系数 Zcoscos9.93o0.992， 则：H3ZHZEZ Z2KTu122?ubd32.45189.80.80.98921.11059404.161MPa3160.91424.16583.271MPaHP 3法面模数：mn=3mm中心距：a=159mm螺旋角：9.93o分度圆直径：d3=60.914mm d4=255.838mm圆周速度：v=0.584m/s大齿轮 4 齿宽：b4=31 mm小齿轮 3 齿宽：b3=36 mm计算与说明主要结果H 4H 3583.271MPaHP 4齿面接触疲劳强度满足要求。（ 5 ）、齿轮结构设计齿顶圆直径

27、：da3d32ha60.914 23.5 mm67.914mmda4d42h255.838 23.5 mm262.838mma齿根圆直径：df 3 d3 2hf60.914-2 1.25 3.5 mm52.164mmdf 4d42hf(255.8382 1.25 3.5)mm247.088mm低速级齿轮设计结果：Z320，Z4 84d 3=60.914mm,d4 =255.838mmb =36mm,b=31mm34d a3=67.914mm,da4=262.838mmd f3=52.164mm,d f4 =247.088mmmn=3 mm,9.93o, a=165mm， v=0.258m/s.

28、对于中间轴上的小齿轮3 ，从键槽底面到齿根的距离x 过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45 钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为da4 200 mm ， 所 以 做 成 腹 板 式 结 构 ， 其 中 ，d h=1.6d s=1.6*70mm=112mm， =12mm ，c=0.3b=0.3*36mm=10.8 mm ，d 0=168.7555mm ， d=28.37775mm 。具体结构如装配图上所示。4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计d minC3 P45 钢，调质处理，已知，最小轴径的初算公式为n，轴的材料均选用查得其许用应力 -1 b =6

29、0MPa, C=118107 。（ 1）、高速轴因 V 带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以 C 应取大值， 取 C=118，则轴端直径dmin C 3P1183 2.11 mm44.15mmn568齿顶圆直径：da3 =67.914mm da4 =262.838mm齿根圆直径：df3 =52.164mm df4 =247.088mm计算与说明主要结果在该轴段与 V 带轮相配处开有一个键槽，故应将dminmin=47.21mm,高速轴最小轴增大 5%，得 d再根据设计手册查标准尺寸，取d2min =48mm 。初步设计其结构如下图所示：颈：d2min =48mm图 2.低速轴结构设计（

30、2）、中间轴取 C=110，则：C 3 P110 3 2.03 mm中间轴最小轴dmin42.45mm颈：n183d3min =50 mm在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin 增大 5%，得 dmin =45.51 mm, 再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d3min =50mm 。初步设计其结构如下图所示：图 3.中间轴结构设计（ 3）、低速轴取 C=110，则：dminC 3 P110 3 1.95 mm33.56mmn44在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin 增大 5%，得 dmin =35mm, 再根据设计手册查标准尺寸，取d4min =35

31、 mm。初步设计其结构如下图所示：低速轴最小轴颈：d4min =35mm计算与说明主要结果图 4.低速轴结构设计5. 初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。表 2.轴承代号及其尺寸性能滚动轴承选型轴种类轴承代号dDTBCCr /kNC0r /kN结果：高速轴：高速轴30207357218.25171554.263.530207中间轴30208408019.75181663.074.0中间轴：低速轴302136512024.75232012015230208低速轴：2m/s ，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑30213由于三根轴

32、上的齿轮圆周速度均小于脂润滑。七联轴器的选择及计算1. 低速轴与工作机之间的联轴器由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用GICL型鼓形齿式联轴器。计算转矩，根据文献3 表 9-1，取工作情况系数KA=1.5，则：TcaK AT31.5 423.24 N ? m634.86 N ?m查表，选择联轴器型号：GICL3,即所选联轴器为GICL3型联轴器。其主要尺寸如下表所示：表 3.GICL3 型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸型号轴孔类型键槽类型d1L2DGICL3Y 型A 型5511295低速

33、轴与工作机间联轴器 :GICL3联轴器55 112J1B50 84JB / T 8854. 3计算与说明主要结果八键连接的选择及计算1. 大带轮与高速轴间键的设计与计算大带轮与高速轴连接处轴颈d= 48mm, 初步选用A 型键，采用45 钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力 P为 125150Mpa，取 P=135MPa 。查标准得其公称尺寸：宽度 b=8 mm ，高度 h=7 mm 。该轴段长度l=58 mm ，故根据标准， 可取键长L=40mm ，其有效长度为 l=L-b=(40-8)mm=32 mm 。高速轴上传递的转矩T =35.48 N · m，1由此可得该键所受挤压应力为：4T435.48 P PPa 13.20MPadhl0.0480.0070.032该键满足强度条件，其设计是合理的。2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=50mm, 初步选用B 型键，采用45 钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力 P为 125150Mpa ，取 P=135MPa 。查标准得其公称尺寸：宽度b=12 mm ，高度 h=8 mm 。该轴段长度 l=40 mm ，故根据标准，可取键长 L=32 mm, 其有效长度为l=L=32