机械课程设计-减速器设计说明书 (1)

1、一. 课程设计书设计课题:1 带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如图所示 题号 参数34567运输带工作拉力（kN）2.3252.61.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.11.31.4卷筒直径（mm）250250220300300初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率w=轴承. 平带=0.99*0.98=0.972.电动机的选择电动机所需率:Pw=Fv/1000w=3300*1.2/1000*0.97=4.08kW, Pd=Pw/=4.08/0.895=4.56kw,转速为nw=60*1000*1.2

2、/350=65.5 r/min，经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i=925，电动机转速的可选范围为ni×nw（925）×65.5589.51637.5 r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M26的三相异步电动机，额定功率为5.5 w额定电流12.6A，满载转速960r/min，同步转速1000r/min。 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速中心高同步转速满载转速1327Y132M-65.51000960（1）    

3、   总传动比由选定的电动机满载转速nd和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为nd/nw960/65.514.7（2）       分配传动装置传动比1.41×2=4.536 =3.244.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速  nd=960r/min  960/4.536211.64r/min   / 211.64/3.24=65.32r/min（2） 各轴输入功率 =4.56 kW×联4.56×0.

4、994.5144 kW  ×轴×齿4.5144×0.99×0.974.335 kW  ×轴×齿4.335×0.99×0.974.163 kW（3） 各轴输入转矩 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×4.56/960=45.36 N·m所以: ×联=45.36×0.99=44.91N·m××齿×轴=44.91×4.536×0.99×0.97=195.624 N&#

5、183;m××齿×轴=195.624×3.24×0.99×0.97=608.66N·m滚筒轴Tw=轴联=608.66×0.99×0.99=596.55 N·mPw=齿联=4.163×0.99×0.99=4.08 kW运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min电动机轴4.5645.369601轴4.514444.919602轴4.335195.624211.643轴4.163608.6665.32滚筒轴4.08596.5565.326.齿轮的设计（一）高

6、速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）       齿轮材料及热处理  材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 217255HBS 取240HBS高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 162217HBS 取190HBS 齿轮精度斜齿轮传动 精度等级 选用8级精度（2）确定各参数的值:载荷系数 K=1.2小齿轮转矩 T1=44.91 N·m齿宽系数 d=1.1齿数比 初选Z1=23（左旋） Z2=Z1×=23&#

7、215;4.536=104(右旋) =Z2/Z1=104/23=4.59弹性系数 ZE=189.8MPa节点区域系数 ß=12° ZH=2.45重合度系数 Z=1/a=(1/1.67)=0.774 断面重合度 a= 1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2） COS ß = 1.88-3.2 ×(1/23+1/104) COS12° = 1.67螺旋系数 Z ß= COS ß= COS12°=0.99许用接触应力（H）a. 查 mQ线得Hlim1=595MPa查mQ线得Hlim2=390MPa b. 计算应

8、力循环个数NN1=60n1jLb=60×960×1×（2×8×300×8）=2.12×109N2= N1/=2.12×109/4.536=4.88×108c. 接触疲劳寿命系数ZN ZN1=ZN2=1d. 最小安全系数SN=1.1e. 许用接触应力（H） （H1）=Hlim1×ZN1/SN1=595×1÷1.1=540.9 MPa （H2）=Hlim2×ZN2/SN2=390×1÷1.1=354.5 MPa 由公式求的d149.36mm （2）设

9、计计算=49.36(3)主要尺寸计算1)模数：Mn=d1cos/Z1=49.36×COS12°/23=2.099取Mn=2 mm2. )中心距a a=130mm = =12.336° 3.)分度圆直径： d=47.087 d=212.916 4.)计算齿轮宽度 B=1.1×47.087=51.8mm 圆整的 B1=52 B2=57 (4)校核齿根弯曲疲劳强度由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩44.91 kN·m      计算当量齿数zz/cos23/ cos

10、12.33624.67zz/cos104/ cos12.336111.55查教材得：齿形系数Y2.63 Y2.17 应力校正系数Y1.585 Y1.80   重合度系数Y 重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.7       螺旋角系数Y Y0.92 许用弯曲应力： A. 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                 &

11、#160; 小齿轮 大齿轮 B.查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数: K=1 K=1 C.最小安全系数：  安全系数由表查得S1.25 D.许用弯曲应力 【】 2）校核计算 = =（5） 验算齿轮圆周速度 V=n1d1/60000=2.98 m/s < 10 m/s 齿轮精度8级合适。（6） 结构设计小齿轮：因da1<150mm ,可制成实心齿轮结构或根据轴径尺寸考虑做成齿轮轴大齿轮：选用腹板式结构 （7） 润滑方式：采用浸油润滑（二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=25速级大齿轮选用钢正火，齿面硬

12、度为大齿轮 240HBS z=3.24×25=81 圆整取z=81. 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级，齿根喷丸强化。 按齿面载荷系数 K=1.2小齿轮转矩 T1=195.624 N·m齿宽系数 d=1.1齿数比 初选Z1=25（右旋） Z2=Z1×=25×3.24=81(左旋) =Z2/Z1=81/25=3.24弹性系数 ZE=189.8MPa节点区域系数 ß=12° ZH=2.45重合度系数 Z=1/a=(1/1.67)=0.774 断面重合度 a= 1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2） COS 

13、23; = 1.88-3.2 ×(1/23+1/104) COS12° = 1.675螺旋系数 Z ß= COS ß= COS12°=0.99许用接触应力（H）c. 查 mQ线得Hlim1=595MPa查mQ线得Hlim2=390MPa d. 计算应力循环个数NN1=60n1jLb=60×211.64×1×（2×8×300×8）=4.8×108N2= N1/=4.8×108/3.24=1.5×108c. 接触疲劳寿命系数ZN ZN1=ZN2=1d. 最小安

14、全系数SN=1.1e. 许用接触应力（H） （H1）=Hlim1×ZN1/SN1=595×1÷1.1=540.9 MPa （H2）=Hlim2×ZN2/SN2=390×1÷1.1=354.5 MPa 由公式求的d281.95mm(3)主要尺寸计算1)模数：Mn=d1cos/Z1=81.95×COS12°/25=3.2取Mn=3 mm3. )中心距a a=162.55mm = =12.7° 3.)分度圆直径： d3=76.88 d4=249.1 4.)计算齿轮宽度 B=1.1×76.88=84.5

15、68mm 圆整的 B3=90 B4=85 (4)校核齿根弯曲疲劳强度由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩195.624 kN·m      计算当量齿数zz/cos25/ cos12.726.93zz/cos81/ cos12.787.25查教材得：齿形系数Y2.57 Y2.206 应力校正系数Y1.60 Y1.778   重合度系数Y 重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.7       螺旋角系数Y Y0.92 许用弯曲

16、应力： A. 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                   小齿轮 大齿轮 B.查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数: K=1 K=1 C.最小安全系数：  安全系数由表查得S1.25 D.许用弯曲应力 【】 2）校核计算 = =（8） 验算齿轮圆周速度 V=n1d1/60000=2.56m/s < 10 m/s 齿轮精度8级合适。（9） 结构设计小齿轮：因da1&

17、lt;150mm ,可制成实心齿轮结构或根据轴径尺寸考虑做成齿轮轴大齿轮：选用腹板式结构 （10） 润滑方式：采用浸油润滑3. 圆柱齿轮受力分析计算 （1）高速级齿轮 已知：T1=44.91N.M N1=960r/min =12.336 d1=49.36mm z1左旋 z2右旋齿轮Z1 圆周力 Ft1=2T1/d1=2*44910/49.36=1819.7N 径向力 Fr1=ft1*tan&n/cos=677.97N 轴向力 Fa1=Ft1*tan=398N齿轮Z2 Ft2=-Ft1 Fr2=-Fr1 Fa2=-Fa1(2) 低速级齿轮 已知：T2=195.624N.m n2=211.

18、64r/min =12.7 d3=76.88mm Z3右旋 Z4左旋 齿轮Z3 圆周力 Ft3=2T2/d3=2*195624/76.88=5089N 径向力 Fr3=ft3*tan&n/cos=1898.7N 轴向力 Fa3=Ft3*tan=1147N齿轮Z4 Ft4=-Ft2 Fr4=-Fr2 Fa4=-Fa22.2轴和轴系零部件设计计算 1.中间轴设计计算 教材P161 已知条件 P2=4.335kw T2=195.624N.m n2=211.64r/min d2=212.916mm d3=76.88mm b2=52mm b3=90mm (1)轴的材料45#钢调制处理， 教材11

19、-1查毛坯直径=200mm 硬度217-255HBS材料抗拉强度极限b=650MPa屈服极限 s=360MPa弯曲疲劳极限-1=300NPa剪切疲劳极限&1=155MPa （2） 估算轴径 查表11-3 取A=112 d= 112× =35.03mm（3） 结构设计 1）画轴结构简图 图a 2)轴承部件结构设计 减速器发热小轴径轴承采用两端固定式开始设计 轴级安装轴承初选.接触球轴承7308AC共尺寸：轴承定位尺寸：da=49mm Da=81mm对轴承的作用点与外圈大端的距离A=27.5mm由于减速器齿轮油润滑不用挡油环轴段 d1=d5=40mm轴段长度 L1=b+a+s+3

20、=23+5+10+3=41mm L5=b+a+s+(b1-b2)/2+3=38.5mm 轴段 上安装Z3直径比轴承段大 安装Z2 13mm即可轴段直径 d2=d4=42mm长度 L2=b3-3=90-3=87mm L4=b2-3=52-3=49mm 轴段 手册P17轴段用于定位两齿轮其轴肩高度 H=(0.070.1)d=2.944.2 h取4轴端直径：d3=d2+2h=42+2*4=50mm箱体内壁距离：BX=a+b3+l3+b2+a+(b1-b2)/2=10+90+l3+52+10+2.5=164.5+l3 圆整取：173mm 轴段长度l3=8.5mm 轴上力作用点距离a2=27.5mm 轴

21、承正向安装轴承对轴的作用点与外圆大端面距离 轴支点合力距离如下L1=l1-3-a2+b3/2=41-3-27.5+45=55.5mmL2=b2/2+l3+b3/2=26+8.5+45=79.5mmL3=b2/2+l5-3-a2=26+38.5-3-27.5=34mm（6）键的选择与验算 1）键的选择齿轮与轴B连接采用A型普通平键的型号分别为 键： 键12*8*70mmGB/T1096-2003 键12*8*36mmGB/T1096-20031） 键的验算 由教材查表 6-3的许用挤压应力等于110MPa齿轮3处键连接挤压应力110MPa齿轮2处键的强度足够齿轮3处的键大于齿轮2处的键强度也足够

22、 7.轴承选择与校核 1）轴承的选择 初选角接触球承T308AC其基本额定功率载荷：Gr=38.5kw 高速轴的设计计算 已知条件：Pi=4.5144km T1=44.91N*m n1=960r/min d1=47.087mm b1=57mm （1） 轴的材料45钢调制处理 硬度：5HBS 材料强度极限：屈服极限： 弯曲疲劳极限：剪切疲劳极限：（2） 估算轴径 查教材表11-3 取A=112（3） Dmin>= = 考虑轴端有键槽轴径增大3%5%Dmin>= （4） 结构设计 画轴结构简图（图A） 轴承附件结构设计轴承采用两端固定方式 轴上零件安装顺序以轴径最阔处开始设计 轴端安装

23、联轴器为补偿安装误差隔离振动采用弹性套柱销联轴器 查教材表 133-1 取Ka=1.5计算转矩：T2=Ka*T1=1.5*44.91=67.365N*m 考虑电动机外伸尺寸查手册LT6联轴器，(J38*82)/(J32*60).联轴器公称转矩250NM 许用转速3800/min 轴孔范围32-42MM轴径直径d1=32mm 轴端长度L1=60mm 轴端 考虑联轴器轴向固定和轴外伸端密封 轴高H=(0.070.1)d1=2.243.2 轴段直径范围：d2=d1+2h=36.4638.4 此轴段圆周速度V=(*d*n)/(60*1000)<5m/s 选用密封查手册选毛毡40MM轴段长度:.

24、式中L-轴承宽度L=. 本设计低速级中心距为204mm c1,c2,螺栓至边缘距离（扳手空间尺寸） 地脚螺栓：df=0.36×a+12=0.036*204+12=19.3取m>0。 轴承旁连接螺栓：d1=0.75 df=0.75*.取M16盖与连接螺栓：.取M12 查图册，取c1=24,c2=20 b-轴承宽度 s-轴承端面到箱体内壁距离（510） e-轴承盖凸缘厚 -纸壁厚（12） k-联轴器到轴承盖距离（1520) 长度L2=L-b-s+e+k =60-19-5+10+2+(1520） =48+（1520） 取L2=64 轴段 轴段上安装轴承初选角接触球轴承7209AC基本

25、尺寸 d*D*b=45×85×19 定位尺寸：da=52mm Da=78mm 力作用点距离ai=24.7mm 轴端直径：d3=d7=45mm 轴段长度：L3=L7=19mm 轴段轴段用于定位轴承直径:d4=d6=52 轴段长度:L4=Bx+s-a-b1=173+5-10-57-5=106 L6=a+3-5=10 轴段采用齿轮轴结构因为齿根圆与轮毂孔键顶部距离（E<2mm）轴段直径：d5=df1=Mt(z-2.5)=(mn/cos)*(z-2.5)=(2/cos12.336)*(23-2.5)=41.97mm轴段长度：L5=b1=57mm3） 轴承的选择与校核 轴承的选择 初选角接触球轴承7209AC其基本额定动载荷：Cr=36.8k2.低速轴设计计算 低速轴设计： P3=4.163KW T3=608.66N*m n3=65.32r/min d3=76.88mm b3=90mm 轴的材料45钢调制处理 硬度：5HBS 材料强度极限：屈服极限： 弯曲疲劳极限：剪切疲劳极限：（5） 估算轴径 查教材表11-3 取A=112（6） Dmin>= =考虑轴端有键槽轴径增大3%5%Dmin>= （7） 结构设计 画轴结构简图（图A） 轴承附件结构设计轴