机械设计课程设计-设计一用于带式运输机上的两级斜齿圆柱齿轮减速器

1、海南大学机械课程设计二级斜齿圆柱齿轮减速器海南大学机械课程设计二级斜齿圆柱齿轮减速器 第一章 设计说明书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级斜齿圆柱齿轮减速器要求：拟定传动关系，由电动机、V型带、减速器、联轴器、工作机构成。已知条件：运输带工作压力：1550N运输带工作速度：1.75m/s卷筒直径D：320mm工作条件：连续单向运转，有轻微振动，空载起动，使用期限10 年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许的误差为5%。设计工作量：（ 1）减速器装配图（主视图、左视图、俯视图） ； （ 2）一个带轮，一根输出轴，以及任意一个齿轮的零件图； （ 3）一篇说明书。第二章 机械装置的总体设计方

2、案电动机选择选择电动机类型：三相笼型异步电动机封闭式结构选择电动机容量：电动机所需工作效率为：PdPwF V Kwd a 1000 a电 动 机 至 运 输 带 的 传 动 总 效 率 a 1243245 （ 式 中1 , 2, 3, 4 , 5 分别是带，轴承，齿轮，联轴器，卷筒的效率）查指导书 P7表 1， 1 0.94 0.97 取 1 0.96， 2 0.98（滚动轴承），3 0.96 0.99，取 3 0.97， 4 0.99， 5 0.96则 a0.96 0.984 0.972 0.99 0.96 0.791550 175Pd.3.434kW1000 0.79确定电动机的转速卷筒轴

3、的工作转速n 60 1000v 60 1000 1.75 104.45r/ min320按机械设计指导书上表1 的推荐数据，V带的传动比i1 2 4，二级圆柱齿轮减速器的传动比i2 8 40， 总传动比ia 16 160， 故电动机转速的可选范围为nd ia n (16160) 104.45 1671.2 16712r/ min ，符合这一范围同步转速有3000r/min选定型号为Y112M-2的三相异步电动机，额定功率为4.0kW，型号额定功率kW转速 r/min电流A效率 %功率 因数起动电流 额定电流起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y112M-24.028908.1785.50.87

4、7.02.22.3确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比由选定的电动机Y112M-2的参数知，满载转速nm 2890r/min 和工作机主动轴转速n 104.45r / min，可得传动装置总传动比ia nm 2890 /104.45 27.669n分配传动装置各级传动比ia i0 i( i0， i 分别为带传动和减速器的传动比)为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初取i0 2.6，则减速器的传动比为 i ia /i0 27.669 / 2.6 10.641根 据 各 原 则 ， 查 图 得 高 速 级 传 动 比 为 i1 3.871 ， 则i2 i/i1 10.641/ 3.871 2.

5、749运动和动力参数计算1）各轴转速由式（9） （ 11）nInm2890 1111.54r/minIi02.6nIInI2890i1nIInI2890i12.6 3.871287.145r/minnIIInIIi228902.6 3.871 2.749104.45r / min卷筒轴：nIVnIII 104.45r / min各轴输入功率输出功率轴：PIPd01Pd13.434 0.96 3.297kWP13.231kW轴：PIIPI12P1233.134kWPII3.071kW轴：PIII PII 23P2232.979kWPIII 2.919kW卷筒轴：PIVPIII34 P334 2.

6、890kWPIV 2.832kW( 轴的输出功率由输入功率乘以各轴承效率2 0.98所得 )各轴输入转矩与输出转矩电动机机轴输出的转矩Td 9550 Pd9550 3.434 10.711N mnm2890轴：TITdi00110.711 2.6 0.9626.884N m轴：TIITIi11298.928 N m轴：TIIITII i223258.519 N m卷筒轴：TIVTIII i324 249.419N m各轴的输出转矩分别由各轴的输入转矩乘以轴承效率2 0.98分别得TI26.346 N m 、TII96.949N m、TIII253.349N m 、 TIV 244.431 N

7、m 。运动和动力参数计算结果整理如下表：轴名效率P (kW)转矩T（ N m）转速n（ r/min ）传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.43410.71128900.96轴3.2973.23126.88426.3461111.542.60.95轴3.1343.07198.92896.949287.1453.8710.95轴2.9792.919248.363253.349104.452.6410.97卷筒轴2.8902.832239.620244.431104.451第三章主要零部件的设计计算（ 1）确定计算功率工作情况系数查课本表8-7 得： KA 1.2Pca KA Pd 1.2 3.

8、434 4.121kW（式 8-21）（ 2）选择带型号由图 8-11 选用带型为Z型带。（ 3）选取带轮基准直径由 表 11.6小 带 轮 基 准 直径 D180mm , 则 大 带 轮 直 径D2 （1- ） D1n1 （1 0.01） 80 2890 （设为1%） 选取 D2 200mm，大带轮转速n21111.54n2 ( 1- ) D1n1 (1 0.01) 80 2890 1144.44r /min2D2200计算及说明结果计算带长求DmD2 D1 200 80Dm22Dm 140mm求D2 D1200 80=60mm初选中心距220.55(D1 D2) h a02(D1 D2)得

9、取 a 450mm160 a0 560Ld 1400mmLdo Dm 2a 2/a 140 2 450 602/450 1347.6mm基准长度由表8-2 得Ld 1400mm求中心距及包角LD122中心距 Ldo Dm 2a 2/a 140 2 450 602/450 1347.6mm基准长度由表8-2 得Ld 1400mm求中心距及包角LD122中心距 am (LDm )2 8 2441400140122(1400140)2 8 6024457.357.3小轮包角1 180 (D2 D1).180(200 80).121 a486.575求带根数D1n180 2890带速 v 1 160

10、100060 1000传动比 i n12890 /1144.44n2带根数 由表 8-4a P0 0.56kW 由表 8-5 K 0.967105.8690.03 x 0.95x=0.967 (插值法)8-2 KL 1.14 由表 8-4b P0 0.04kWZ=Pca(P0P0)K KL4.121(0.56 0.04) 0.967 1.14(式 8-26)求轴上载荷张紧力F0=Pca (2.5 K ) qv2 vz K5004.121(2.5 0.967)12.099 70.96720.06 12.0992(取 q=0.06kg/m)a 486.575mm1 165.869120v 12.0

11、99m/si 2.525P0 0.56kWK 0.967KL 1.14P0 0.04kW取 Z=7 根F0 47.35NFQ 657.866N1165.869轴上载荷FQ 2zF0sin 1 2 7 47.35 sin .223.2 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计3.2.1 高速级齿轮传动计算及说明结果标准斜齿圆柱齿轮传动材料：查机械设计手册选择两小齿轮的材料为40cr （调质），硬度为 260HBS，两大齿轮的材料为45 钢（调质），硬度为240HBS。初步计算 TOC o 1-5 h z 6 P63.297转矩T1T1 9.55 1069.55 106.1n11111.54由表 10

12、-7 取 d 1.0T1 29326.N78mmd 1.0Ad 值由表 12.16 初选15 ，取AdT1 29326.N78mmd 1.0接触疲劳极限H lim10 21d 得 H lim1710MPaH lim2580MPa初步计算许用接触压力 H10.9 H lim10.9 710 H20.9 H lim20.9 580算小齿轮d1d1AdT1d H2 uu182328326.78 3.871 11.0 52223.871nI u=nIIz2 1111.542 =3.871z1 287.145初步齿宽bd d1 40mm2. 校核计算d1n1 40 1111.54 v60 100060

13、1000齿数z，模数m 取 z1 30， Z2 3.875 30 116.13 H1 639MPa H2 522MPa取 d1 40mmb 40mmv 2.327m/sz130取 Z2 116mt mt 1.33mn 1.2519 5825K A 1.25Kv 1.12K H KF 1.83mtd1 / z1 40/30 1.33由表12.3取 mn 1.25arcosmn /mt 19 5825查表 10-2 得 使用系数KA 1.25查表 10-8 得 动载系数Kv 1.12齿间载荷分配系数由表 10-3得 KH KF 1.8310-4 齿向载荷分布系数K H =1.45所以载荷系数KKA

14、KV KH KH 1.25 1.12 1.83 1.451P201 表 10 6 10-4 齿向载荷分布系数K H =1.45所以载荷系数KKAKV KH KH 1.25 1.12 1.83 1.451P201 表 10 6 得材料影响系数ZE 189.8MPa 210 30 选取区域系数ZH2.36重合度系数Z1取11.64143a(1螺旋角系数Z cos cos19 5825其中端面重合度近似1111a 1.88 3.2( )cos 1.88 3.2()cos19 5825z1 z230 1161.0 30纵向重合度d z1 tan /tan cos19 5825总重合度r1.641 3.

15、472许用接触应力HK H =1.45K 3.7151ZE 189.8MPa2ZH 2.36Z 0.781Z 0.969a =1.6413.472r 5.113H1ZN! Hlim1 0.93 710 /1.25SH limSH lim9189.8 2.36 0.781 0.9692 3.715 28326.78(3.871 1)40 402 3.871H1528.24MpaH2 445.44MpaZ189.8 2.36 0.781 0.9692 3.715 28326.78(3.871 1)40 402 3.871H1528.24MpaH2 445.44MpaZN1 0.93ZN2 0.96

16、SH lim 1.25H 689.578H Z EZHZ Z2KT1(u 1) /bd12u计算结果表明，接触疲劳强度不够，也就是齿轮尺寸偏小，适当增大尺寸再进行验算尺寸调整取 d1 40mm b 60mm按以上校核计算相同的步骤，再次求得各参数如下：v 3.492m/s取 z1 27z2 105mt 2.22mn 1.25 mm20 4824KA 1.25Kv 1.15KAFtFt 944.226N A t 19.671N / mm ba 1.5584.162 r 5.720KH KF 1.873 KH 1.46K 3.931ZH 2.29 Z 0.801 Z 0.948H 189.8 2.

17、29 0.801 0.9482 3.931 28326.78(3.871 1)60 602 3.871Mpa H2H 189.8 2.29 0.801 0.9482 3.931 28326.78(3.871 1)60 602 3.871Mpa H2d1 60mmb 60mmv 3.492m / s305.049Mpa H23.确定传动主要尺寸a (i 1)d123.871 1 1.52146.13mm.d1 a (i 1)d123.871 1 1.52146.13mm.d1 60mm d2 i d1 3.871 60齿宽 bdd1 1.0 60 (b2 60mm b1 70mm )齿根弯曲疲劳

18、强度设计计算当量齿数z1zv13cos3 2737.037 37cos3 25 4824z2 cos3105cos3 25 4824144.033 144a 146.13mmd1 60mmd2 232.26mmb1 70mmb2 60mmzv1 37zv2 144查课本得：YFa12.45YFa2 2.18YSa11.67, YSa2 查课本得：YFa12.45YFa2 2.18YSa11.67, YSa2 1.85YSa11.67重合度系数YYSa2 1.8511av 1.88 3.2 ()coszv1zv2111.88 3.2 ( )cos 25 48241.78237 144Y 0.25

19、 0.75 / av 0.25 0.75 /1.782av 1.782Y 0.671齿 形 系 数 及 应 力 修 正 系 数YFa12.45,YFa2 2.18螺旋角系数Y Y lim 1 0.251 0.25 1Y11120 齿间载荷分配系数，由表25 482412010-3 注(Y limY11120 齿间载荷分配系数，由表25 482412010-3 注(Y lim3) ：Y lim 0.75Y 0.7855.7205.47Y 1.558 0.671KF 1.873 rFY故 KF1.873齿向载荷分布系数由图 10-13b 60 / (2.25 2) 13.33 齿向载荷分布系数由图

20、 10-13b 60 / (2.25 2) 13.33 hK F 1.873KF 1.42K F 1.42K 3.823许用弯曲应力F1F lim1YN1YXK 3.823许用弯曲应力F1F lim1YN1YX600 0.9 1SFlim1.25F1 432MPaF lim2 YN 2YXSF lim450 0.94 11.25载荷系数K KAKVKF KF 1.25 1.15 1.873 1.42F1F2F1F2b2dK1mT1nYFa1YSa1YY2 3.6802362083226.78 2.45 1.67 0.671 0.78564.83Mpa F1F1 YFa2YSa2 64.83 2

21、.18 1.85 63.90Mpa F2F1 YFa1YSa12.45 1.67F23.2.2 低速级齿轮传动设计标准斜齿圆柱齿轮传动材料：查机械设计手册选择两小齿轮的材料为为 260HBS，两大齿轮的材料为45 钢（调质）40cr （调质） ，硬度240HBS。转矩T1T1 9.55 106P 9.55 106n13.134287.14510-7 取 d 1.0T1 10423N2mmAd 值12.16 取 Ad85d 1.0接触疲劳极限H lim 由 图40cr （调质） ，硬度240HBS。转矩T1T1 9.55 106P 9.55 106n13.134287.14510-7 取 d 1

22、.0T1 10423N2mmAd 值12.16 取 Ad85d 1.0接触疲劳极限H lim 由 图1021d 得 H lim1710MPaAd 85H lim2580MPa初步计算许用接触压力 H10.9 Hlim10.9 710 H20.9 H lim20.9 580步计齿轮直d1 H1 639MPad1Ad 3T1u12d H u85104232 2.749 131.0 52222.749 H2 522MPa取 取 d1 70mm初步齿宽bd d1 70mm2校核计算圆周速度vd1n170 287.145b 70mm60 1000精度等级由表 12.6 选取60 10008 级精度齿数

23、z，模数 m 初取z127 ， m d1 / z1 70/ 27 2.59v 1.052m/ s12.3 取 m=3 则z1 d1 / m 70 /3 23.333取 z1 23 Z2 2.749 23 63.227查表 10-2 得 使用系数K 1.25A查表 10-8 得 动载系数Kv 1.12齿间载荷分配系数由表12.10Ft2 T12d110423270z123Z263K A 1.25Kv 1.12kA Ft1.25 2978.057b7053.179N /mm端面重合度1111a 1.88 3.2( )cos 1.88 3.2()z1z223 63Z4-1.690 )311 KHZ1

24、20.81772齿向载荷分布系数：表12.11KHbbA B1 0.6 b bd13 C 10 3b2231.17 0.161 0.6 12 12 0.61 10 3 70所以载荷系数KKAKV KH KH 1.25 1.12 1.30 1.4681P201 表 10 6 得材料影响系数ZE 189.8MPa 210 30 选取区域系数ZH 2.5接触最小安全系数：表12.14SH min 1.05总工作时间：th 10 300 16 48000h应力循环次数：NL1 60 n18.27 108NL2NL1 /i 8.27 108/2.749 3.008 108接触寿命系数：图12.18 ZN

25、1 0.96ZN2 0.98许用接触应力HHZN! Hlim1 0.96 710 /1.05SlimH2 ZN2 Hlim2 0.98 580 /1.05H 2SlimH Z EZHZ Z 2KT1(u 1) /bd12uFt 2978.057Na 1.690Z 0.877KH 1.30K H =1.468K 2.6721 ZE189.8MPa2ZH2.5SH min1.05th 48000hNL1 8.27 108NL2 3.008 108ZN1 0.96ZN2 0.98H1649.143MpaH2 541.33Mpam z1 m z1 z23 23 63a12H 619.29Mpa H2d

26、1 69mmd2 189mma 130mm取 b 70mmb1 80mmY 0.69KF 1.449KF 1.4K 2.840YFa1 2.66YFa2 2.32Ysa1 1.58Ysa2 1.68F lim1 600MPaFlim2 450MPaSFlim1.25NL1 8.27 108NL2 3.008 108YN1 0.92YN2 0.952 2.672 104232 (2.749 1)189.8 2.5 0.877270 702 2.7493. 确定传动主要尺寸实际分度圆直径：d1 mz13 23， d2 mz23 63b d d1 1 69 69mm取 b1 80mm齿根弯曲疲劳强度

27、验算重合度系数：Y 0.25 0.75 /0.25 0.75 /1.690齿间载荷分配系数KF ： KF1/Y1/ 0.69 1.449齿向载荷分布系数KF ： b / h 69/ (2.25 3) 10.22取 KF 1.4载荷系数: K KA KV KF KF 1.25 1.12 1.449 1.4齿形系数：图12.21 YFa1 2.66YFa22.32应力修正系数：图12.22 Ysa1 1.58 Ysa2 1.68弯曲疲劳强度：图 12.23c Flim1 600MPa Flim2 450MPa弯曲最小安全系数：表12.14 SF lim 1.25应力循环次数：NL18.27 108

28、NL2 3.008 108弯曲寿命系数：图12.24 YN10.92 YN2 0.95尺寸系数：图12.25 YX 1.0许用弯曲应力:Flim1YN1YX600 0.92 1.0F1 sFlim1.25Flim2YN2YX450 0.95 1.0F2 sF lim1.25验算：2KT1 Y Y YF 1YFa1Ysa1Ybd1m2 2.840 104232.2.66 1.58 0.69 116.793MPaF170 70 3F1F2F1YFa2Ysa2116.793 2.32 1.68 108.312MPaF2F2F1 YFa1Ysa12.66 1.58F2传动无严重过载，故不做静强度校核。

29、F1 441.6MpaF1 342Mpa3.3 轴系结构设计3.3.1 高速轴的轴系结构设计计算及说明结果轴 I 采用40Cr 调质处理，为齿轮轴，根据课本表16.2取C 102T45Mpap3.297d1 c3102314.655mmn1111.54d1lim 16mmd1lim 16mm高速轴小齿轮40Cr 硬度241HB286HB取 260HB大齿轮45 钢硬度229HB286HB取 240HB计算齿轮受力25 4824斜齿轮螺旋角25 4824齿轮直径：小齿轮d1 60mm大齿轮d2 232.26mm小齿轮受力：转矩T1 28326.78N mm圆周力Ft 2T1 2 28326.78

30、 944Nt d160T1 28326.78N mmFt 944NFr 382N径向力Fr Ft tan n 944 tan20 382Ncos cos25 4824Fa 457N计算支承反力水平面反力F轴向力Fa Ft tan 457NR1657.866 98.5 457 55/2 382 164 65N225FR2657.866 323.5 382 61 457 55/21105N225垂直面反力F R1944 164688N225FR2944 61256N225画弯矩转矩图轴受转矩T T1 28326.78N mm许用应力由表 16.3 插值法查得0b 76Mpa 1b 34.5Mpa应

31、力校正系数1b 0.450b画当量弯矩图当量弯矩T 0.45 28326.78 12747N mm当量弯矩在小齿轮中间截面处MIVM 2 ( T)2428402 127472 44696N mm在右轴颈中间截面处MI IIM 2 ( T)2648022 127472 66044N mm校核轴径齿根圆直径d f1 d1 2(ha c)mn60 2 (1 0.25) 2轴径 dIV23.486mmdIM I II3 660440.1 1b 0.1 34.526.751mm高速轴轴承校核查手册 30207 轴承的主要性能参数如下：dn 35 1111.54 0.389 105查表选用浸油润滑C0r

32、63500N N0 6700r / min e=0.37Y=1.6Y0 0.9F 65NR1FR2 1105NF688NR1F256NR2T 28326.78N mm0b 76Mpa1b 34.5Mpa0.45d f1 55mmdn 0.389 105Cr 54200NN 0 6700r /min e=0.37Y=1.6Y0 0.9寿命计算F65派生轴向力：Fd 1 Fr165d1 2Y 2 1.6Fr21105Fd2 d2 2Y 2 1.6轴承轴向力因为Fa Fd1 457 20 477 Fd2轴承2 被压紧所以Fa1 Fd1 20NFa2 Fa Fd1 437NFa1/ Fr1 20/65

33、 0.308 e 查表13-5 X1 0.4 Y1 1.6Fa2/ Fr2 345/1105 0.312 e查表13-5 X2 1 Y2 0查表，考虑轻微冲击，f 1.1p当量动载荷P1fp(X1Fr1 Y1Fa1) 1.1 (0.4 65 0 20)P2fp(X2Fr2 Y2Fa2) 1.1 (1 1105 0 437)由于P1 P2，只计算轴承1 的寿命：10106 C10654200 3Lh22404978h thh 60n P160 287.145 1143h满足要求。5dn 0.389 105Cr 54200NN0 6700r /mine=0.37Y=1.6Y0 0.9Fd1 136

34、NFd2 84NFa1 541NFa2 84NX10.4Y1 1.6X2 1Y20fp 1.1P1 1143NP2295N3.3.3 低速轴的轴系机构设计计算及说明结果轴 III 采用45 钢调质处理，根据课本表16.2 取C 112T 35Mpad3 c3 p 1123 2.979 34.22mmn104.45d2lim 23mm计算齿轮受力齿轮直径：d 189mm齿轮转矩T3 258519NmmFt 2978NFr 1084N计算支承反力水平面反力F1084 151.5 736NR12231084 71.5FR2347N223垂直面反力F 2978 151.5 2023NR12232978

35、 71.5FR2955NR2223画弯矩转矩图轴受转矩T T3 258519N mm许用应力由表16.3 插值法查得0b 95Mpa1b 55Mpa应力校正系数1b 0.580b画当量弯矩图当量弯矩T 0.58 258519 149941N mm当量弯矩在大齿轮中间截面处M1M 2 ( T)21539202 1499412校核轴径d 3lim 35mmFt 2978 NFr 1084 NF 736NR1FR2347NF 2023NR1F955NR2T 258519N mm0b 95Mpa1b 55Mpa0.58M 1 214880 N mm齿根圆直径d f1 (z2 2h* 2c* )m ( 63 2 1 2 0.25) 3轴径小齿轮dI 3MI3 214880 33.9mm0.1 1b0.1 55联轴器查表19.3 得 K=1.8TcKT 1.8 258519465.3