带运输机双级斜齿圆柱齿轮传动说明书

1、 机械设计课程设计计算说明书设计题目：双级斜齿圆柱减速器 设计者： 邹文杰 u200911549 专业班级：能源0907 指导教师： 姜柳林 2011 年 12 月 14 日目 录一. 设计任务书 -（3）二. 课程设计要求 -（3)三.传动方案的分析与拟定 - (3)四.电动机的选择 - (3)五.传动比的分配 - (5)六传动装置的运动和动力参数计算 - (5)七传动部件的设计计算 - (6) 1.开式齿轮传动 - (6) 2.减速器圆柱齿轮选择 - (8) 3.各级轴的设计计算 - (16) 4.初选滚动轴承 - (17) 5.联轴器的选择 - (18)6. 箱体设计所涉及到的基本尺寸-

2、 (18)7. 低速轴各部件的校核 -（21）8.润滑及密封方式的选择 - (25)八设计小结 - (26)九参考资料 - (27)一 设计任务书 设计课题:设计一带式运输机传动装置中双级圆柱齿轮减速器（外传动件为开式齿轮传动)设计数据及工作条件：F=13000N，v=0.47m/s,D=405mm;生产规模：小批量；传动比误差：i2%-4%。工作环境：稍有灰尘；载荷特性：有冲击；工作年限：5年；两班制 二. 课程设计要求 1.减速器机械传动装配图一张，零件图两张（低速级齿轮轴和低 速级大齿轮），设计计算说明书一份。 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.

3、设计图纸及说明书须按进度完成。三传动方案的分析与拟定 已知：已知有效拉力F=13000N，带速V=0.47m/s，滚筒直径D=405mm。 工作机滚筒的转速Nw=60*1000v/D=22.16转/分工作机所需的有效功率为Pw=FV/1000=6.11kw4 电动机的选择 1.根据动力源和工作条件，宜选用Y系列三相异步电动机 2.电动机功率的选择 A.计算总效率 查表得： 1=0.97 圆柱齿轮的传动效率（8级精度、两组） 2=0.99 联轴器的效率 3=0.98 开式齿轮的效率 4=0.96 滚筒的效率 5=0.96 滚动轴承的效率 则传动装置的总效率为=12223452 则电动机所需的效率

4、为Pd=Pw/B.电动机的转速选择为常用的同步转速 1500r/min和1000r/min两种，根据所需功率和转速，选电动机如下：方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比轴外伸轴径/mm轴外伸长度/mm一Y160L-611100096043.3242110二Y160M-4111500146065.8842110方案二中的电动机转速高，价格低，总传动比较大，便于分配传动比时各级分到的传动比均在推荐值范围内大即电机型号为Y160M-。查表知，该电动机的中心高H=160，轴外伸直径D=60mm，轴外伸长度E=110mm。五传动比的分配 由于总的传动比较大

5、，而该方案中的开式齿轮传动处于低速级，取传动比为i3=4.3则 减速器的总传动比为i= 65.88/4.3=15.321 双级齿轮高速级传动比为 双级齿轮低速级传动比为i2=i/i1=3.433 六.传动装置的运动和动力参数计算 A. 各轴的转速计算 一级齿轮传动主动轮： n1 =nw=1460r/min 二级齿轮传动主动轮： n2=n/i1=327.134 二级齿轮传动从动轮： n3=n2/i2=95.291r/min 开式齿轮传动主动轮： n4=n3=95.291r/min B.各轴的输入功率计算 P1=Pd*2=7.5537kwP2=P1*1*5=(7.5537*0.97*0.99)kW

6、=7.2538kwP3=P2*1*5=(7.5538*0.97*0.99)kW=6.9658kwP4=P*3*2*5=(6.9658*0.99*0.99)kw=6.8272kwC.各轴的输入转矩计算T=9550 P/n=49.409·mT2=9550 P2/n2=211.760N·mT3=9550P P3/n3=698.108N·mT4=9550P P4/n4=684.217N·m以上计算结果列于下表轴号转速n/（r/min）功率P/kw转矩T/(N.m)传动比i114607.553749.4094.4632327.1347.2538211.7603.4

7、33395.2916.9658698.1081495.2916.8272684.217七传动部件的设计计算 1. 外部传动-开式齿轮传动 已知传动比i=4.3n1=95.291,n2=22.16r/min.开式齿轮的主要失效形式为齿面磨损和轮齿折断，按弯曲疲劳强度设计，通过增大模数来考虑模损的影响。选择直齿软齿面传动选择材料：初步估计大齿轮的直径会超过500mm，故大小齿轮材料均选铸钢，小齿轮200HBS，大齿轮170HBS。由齿面硬度查图得：Flim1=170MPa Flim2=160MPa应力循环次数N1=60a n1 t = 60*1*95.291*(5*300*16) =1.37*10

8、8N2=N1/i1=3.19*107查机械设计得图3-7：=1 接触强度计算寿命系数图3-9： 弯曲强度计算寿命系数查表得： 弯曲强度：=1.4则：由式3-2得 FP1=Flim1*Yst*YN1/SFlim=243Mpa FP2=Flim2*Yst*YN1/SFlim=228Mpa 考虑开式齿轮模损的影响。Fp1'=Fp1*80%=194.4Mpa Fp2'=Fp2*80%=182.4Mpa已知，小齿轮的输入转矩为T1=684217N·mmm3(2KT1/d*Z12)*(YFp*YSa/Fp)K=1.5, d =0.4,Z1取20，Z2取86对于小齿轮 YFp*YS

9、a/Fp=2.84*1.55/194.4= 0.02264 对于大齿轮YFp*YSa/Fp=2.3*1.06/184.2= 0.01324应代入小齿轮的 m3(2*1.5*684217*0.02264/(0.4*202)=6.62m'=m*1.1=7.282取标准值m'=8考虑到滚筒不能与小齿轮干涉，m(Z1+Z2)405.m取8时没有干涉即取8符合条件。d1=160mm.da1=d1+2*ha1*m=176mmdf1=d-2*(hf+c*)*m=140.8mmd2=688mm.da2=d2+2*ha2*m=704mmdf2=d2-2*(hf+c*)*m=668.8mmFt=2

10、*T/d1=2*684.217/160*10-3=8552.7NFr=Ft*tan=3113NFn=Ft/cos=9101.6N 2.减速器内部圆柱齿轮的设计计算 A.高速级齿轮传动 已知T1=49.409N·m 本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：Flim1=220MPa Flim2=210MPaHlim1=580MPa Hlim2=550MPa应力循环次数N1=60a

11、n1 t = 60*1*1460*(5*300*16) =2.102*109N2=N1/i1=4.710*108查机械设计得图3-7：=1 接触强度计算寿命系数图3-9： 弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：=1 弯曲强度：=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2） 由式3-2得 由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为T1=49409N·mm初估齿轮圆周速度v<10m/s。根

12、据齿轮的传动的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为8级精度。初选参数如下：=12。,Z=26,Z=26*4.463=116.X=X=0,取d=1 由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况系数K=1.6 查机械设计得 图3-15 ：=2.45 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.989 由式3-14得=43.300mmmn=d1*cos/z1=43.300*cos12/26=1.629mm 查表3-7，取标准模数 =2.0mm 则中心距a=mn*(Z1+Z2)/2*cos=145.17mm 圆整后取a=146mm 调整螺

13、旋角为=arccos=13°2634所以，计算分度圆直径为 = =2×26/（cos13°2634） =53.456mm =2a-=238.535mm此时，计算圆周速度为 V=1460××53.456/60000 =4.087m/s 与估计值相近，以上计算正确。 齿宽 大齿轮 b1=d*d1=53.465mm取54mm. 小齿轮 b2=b1+5= 59mm验证齿轮的弯曲疲劳强度如下 当量齿数=28.26 =126.08查图 3-18得：= 2.59 =2.18查图3-19得：=1.60 =1.77 取=0.7 =0.9计算弯曲应力得： =2*1

14、.6*49409*2.59*1.60*0.7*0.9/(54*53.465*2) 71.48< =71.48*2.18*1.77/(2.59*1.6)=66.56MPa由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下： mn=2.0 = 13°2634 a=146mm d1=53.456mm d2=238.535mm b2=54mm b1=59mmB.低速机齿轮传动 已知扭矩T1=211.760N·mm 本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬

15、度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：Flim1=220MPa Flim2=210MPaHlim1=580MPa Hlim2=550MPa应力循环次数N1=60a n1 t = 60*1*327.134*(5*300*16) =4.71*109N2=N1/i2=1.372*108查机械设计得图3-7：=1 接触强度计算寿命系数图3-9： 弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：=1 弯曲强度：=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2） 由式3-2得 由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，

16、若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为T1=211760N·mm初估齿轮圆周速度v<10m/s。根据齿轮的传动的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为8级精度。初选参数如下：=12。,Z=26,Z=26*3.433=87.X=X=0,取d=1 由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况系数K=1.6 查机械设计得 图3-15 ：=2.45 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.989 由式3-14

17、得=73.158mmmn=d1*cos/z1=73.158*cos12/26=2.75mm 查表3-7，取标准模数 =3.0mm 则中心距a=mn*(Z1+Z2)/2*cos=173.28mm 圆整后取a=175mm 调整螺旋角为=arccos=15°248所以，计算分度圆直径为 = =2×26/（cos13°2634） =80.770mm =2a-=270.266mm此时，计算圆周速度为 V=1460××53.456/60000 =1.348m/s 与估计值相近，以上计算正确。 齿宽 大齿轮 b1=d*d1=80.770mm取81mm. 小齿

18、轮 b2=b1+5= 86mm验证齿轮的弯曲疲劳强度如下 当量齿数=28.87 =96.599查图 3-18得：= 2.57 =2.25查图3-19得：=1.63 =1.76 取=0.7 =0.9计算弯曲应力得： =2*1.6*211760*2.57*1.63*0.7*0.9/(81*80.770*3) 91.1< =91.1*2.57*1.63/(2.25*1.76)=96.4MPa由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下： mn=3.0 = 15°248 a=175mm d1=80.770mm d2=270.266mm b2=81mm b1=86mm 3

19、. 各级轴的设计计算 A.画出传动方案见图如下 给各级轴分别命名为： 轴一-电动机所连接的输入轴 轴二-中间轴 轴三-低速级用来输出的轴 初算各轴的直径：轴一 d1=20.23一个键槽，d=20.23*(1+5%)=21.24mm,取25mm轴二 d2=30.903mm取35mm轴三 d3=44.32mm一个键槽 ，d=44.32*(1+5%)=46.53mm,取50mm4.初选滚动轴承轴一：35mm 选6307轴二35mm 选6307轴三 60mm 选63125. 初选联轴器在输入端电机的外伸直径为42mm,而输入轴的直径为25mm.故应选梅花型弹性联轴器。低速级也选用梅花型弹性联轴器。6.

20、箱体设计所涉及到的基本尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径a1+a2=321根据参考表取M16M16地脚螺钉数目查手册6地脚螺钉相关参数通孔直径 =20mm；沉头座直径D0=45mm底座凸缘尺寸=25mm；=23mm轴承旁联接螺栓直径M12箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）6连接螺栓相关参数通孔直径d' =13.5mm；沉头座直径D=26mm底座凸缘尺寸=20；=16通孔直径d' =11mm；沉头

21、座直径D=22mm底座凸缘尺寸=18；=14箱体外壁至轴承座端面距离=+（58）35大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>（或）12机盖，机座肋厚m1=7 7轴承端盖外径+（55.5）（凸缘式）D1=115D2=115D3=144减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构.1. 机体有足够的刚度 在设计箱体时除有足够的壁厚外，还在轴承座孔凸台上下作出刚性加强肋(根据需要进行设置）。2. 考虑到机体内零件的润滑，采用密封散热。因其传动件速度较小，故采用侵油润油，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33.

22、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便，铸件均有1:20或者1:10的拔模斜度4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能对内部进行操作。窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固B 放油孔和螺塞 ：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油面指示器：油标位在便于观察减速器油面及油面

23、稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气器：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便保证箱体内压力与外界平衡。E 起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。G 起吊装置：在机盖上直接铸出吊耳，用以起吊或搬运。7.制图结束后各项数据均清晰，开始校核低速轴的各种部件是否满足条件：根据各项条件画出设计出轴（1） 轴的校核先画出轴的受力分析画出轴的水平受力分

24、析Ft1=Ft*141/(70+141)=3495.7NFt2=Ft-Ft1=1747.8N则水平面的弯矩图如下图所示画出竖直面内的受力分析如图F1=(Fr*141+Fa*（270.266/2)/(70+141)=2224NF2=Fr-F1=1976.2-2224=-247.8N画出竖直面内的弯矩图画出扭矩图易知四号齿轮处和轴端联轴器处为危险面处校核四号齿轮处M=244.72+155.6802=290NM有冲击认为是脉动循环，=0.6Mca=M2+(0.6T)2=503NM轴的直径为72mm,选20*12型的键t=7.5mmW=0.1d3-bt(d-t)2/2d=0.1*723-20*7.5*

25、（72-7.5)2/(2*72）= 32891.2mm3ca=Mca/W=503000/32891.2=15.3MPa<60MPa轴端联轴器处T=685NM Mca=0.6*685=411NMd=50mm选16*10型的键W=0.1d3-bt(d-t)2/2d=0.1*503-16*6*(50-6）2/2*50=10641.5mm3ca=Mca/W=38.6MPa<60MPa可知此轴的刚度够（2） 轴上键槽的校核对于四号齿轮处的键槽p=(2T/d)/(lh/2)=4T/dhl=4*685/（72*12*48）=66MPa<100Mpa即此处的强度够对于联轴器处p=(2T/d)/(lh/2)=4T/dhl=4*685/(50*10*70)=78MPa<100Mpa即此处的强度也够（3）低速级轴承校核初选的是6312GB/T276-1994参数如下： d=60mm,D=130mm,B=31mm,查表得Cr=81.8KN,Cor=51.8KN，由于温度不高，选择ft=1，微冲击，fP=1.3画出受力分析图如下：轴承1所受的轴向载荷为轴向外载Fa1=FA=1409.6NFa1/Cor=0.0272根据线性插值的方法求得e=0.218Fa/Fr= 0.63>e 可知X=0.56，Y用线性插值的方法得到为 2.01P1=fp(X1Fr1+Y1