带传动二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

课程设计 设计要 设计步 传动装置总体设计方 电动机的选 确定传动装置的总传动比和分配传动 计算传动装置的运动和动力参 设计V带和带 齿轮的设 滚动轴承和传动轴的设 键联接设 箱体结构的设 润滑密封设 联轴器设 设计小 参考资 一.0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,容许速度误差为5%,380/220V12345带工作拉力带工作速度卷筒直径器装配图一张(A1)CAD(A3)设计V组成：传动装置由电机、器、工作机组成VII选择V带传动和二级圆柱斜齿轮器（展开式）。传动装置的总效率32＝0.96×0.983×0.952 1 41为V带的效率,1为第一对轴承的效率3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率5为每对齿轮啮合传动的效率（7级精度，油脂润滑.电动机的选电动机所需工作功率为：P＝P/η执行机构的曲柄转速为n＝100060v经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿 器传动比i＝8～40，i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、器的传动比，选定型号为Y112M—44.08.8A，满载转速nm1440r/min1500r/min额定r参考PN元同步满载总传 器1Y112M-4底脚安装尺孔直径装键部位尺515×345×21636×10确定传动装置的总传动比和分配传动由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40ia＝i0×式中i0,i1分别为带传动和器的传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则器传动比为iia/i0根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3.24，则i2＝ii1n＝nm/i0ⅠnⅢ＝nⅡ/i2＝193.24/2.33=82.93r/minnⅣ=nⅢ=82.93r/minⅠPⅡ＝Ⅰ×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWPⅢ＝PⅡ×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kWP＝P×0.98=3.06 P＝P×0.98=2.84 PⅢ＝PⅢPPⅣ＝PⅣ×0.98=2.52PT1=Td×i0

d电动机轴的输出转矩T=9550d

=9550×3.25/1440=21.55所以

Ⅰ

=21.55×2.3×0.96=47.58ⅠTⅢ＝TⅡ×i2×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mTⅣ=TⅢ×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91N·mT＝T×0.98=46.63 T＝T×0.98=140.66 TⅢ＝TⅢTTⅣ＝TⅣ×0.98=281.17T功率P转矩T1234⑴ P178表9-9得：KA

kA

1.244.8,式中为工作情况系数，p为传递的额定功率,⑵⑶选取带轮基准直径dd1dd

P1528-8P1538-9选用带型为A带 P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd190mm则大带轮准直径dd2i0dd12.390207mmξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查

P1538-7dd2224mm⑷验算带速 dd60

901400601000

5～25m/s⑸确定中心距a由于,所以初步选取中心距aa01.5(dd1dd2)1.5(90224) ，初定中心距a0471mm dLd0=2aLd0

2

) d

mm.查

Ld1400mmLa

d d47144.76/取a⑹验算小带轮包角aa

⑺确定v因dd190mm，带速v6.79ms，传动比i0 P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p010.7.p00.17查查P154

P1428-2KLP1548-8,K=0.968-22Z

Z=5⑻ P145表8-4可得q0.1kg/m,故F500Pca(2.51)qv24.8500(

5

⑼

8-24Fp2z

2

2 45280HBS取Z1=24 高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 Z 取Z2GB/T10095－199872K2KtT1u1(ZHZEd d1t

Kt 选取区域系数ZH

1

2则②由

0.780.8210-13N1=60n1j

=1.4425×109N==4.45×108 #(3.253.25=Z2 ③查

K21%,S=1,

10-12[H[H

=KHN1Hlim1=0.93×550=511.5 =KHN2Hlim2=0.96×450=432 [H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2⑤查由P198表10-6得：ZE=189.8MPP20110-7

dT=95.5×105×P/n=95.5×105

=4.86×104①小齿轮的分度圆直径d2K2KtT1u1(ZHZEd d1t3

=

)2②计算圆周速度 60

3.1449.53626.091.62m/③计算齿宽b计算齿宽b=dd1t计算摸数m=14Zm=d1tcos49.53cos14Z bhbh

mnt=2.25×2.00=4.50bhbh

d=0.318tan0.318124tan14d⑥计算载荷系数KA根据v1.62m/s,7级精度,查由P192表10-8得动载系数KV=1.07,查由P194表10-4得KH的计算 dK=1.120.18(10.62)2+0.23×10 d=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=1.42查由P195表10-13得:KF=1.35查由P193表10-3得:KH=KF K

K

d1=d

K/K/

=51.73⑧计算模数nm=d1cos51.73cos14n 2KT2KTYcos21Y(FS Z21[Fmn 确定内各计算数 小齿轮传递的转矩确定齿数因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5 z＝z/cos ＝24/cos314＝26.27 ＝z ＝78/cos314 初定螺旋 载荷系数 查取齿形系数 和应力校正系数查由P197表10-5得齿形系数 应力校正系数 ＝1.596Y 重合度系数端面重合度近似 ＋1/78）]×cos14

1 Z

）＝arctg（tg20/cos14因 ，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos 螺旋角系数轴向重合度Y

Y [F安全系数由表查得S工作两班制，8年，每年工作300小齿轮应力循环次数N1＝60nktN2＝N1/u＝6.255×10查由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极小齿轮FF1 大齿轮FF2查由P197表10-18得弯曲疲劳系数KFN1 KFN2取弯曲疲劳安全系数[F[F

=KFN1 =KFN2FF

0.93380252.43 S S S S

2.5921.5960.013472.2111.7740.01554 33 1242mn

度计算的法面模数GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应1mz=51.731m

=25.097取

1n那么z2 计算中心 a=(z1z2)mn=(2581)2=109.252cos 2110=arccos

2109.25值改变不多,故参数kZh等不必修正.d= cosd=z2 cos

252 812

=51.53=166.97

B2

B1（二） 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小Z1=302速级大齿轮选用45钢正火齿面硬度为大齿轮 z2圆整取z2 GB/T10095－19987⑶确定内的各计算数①试选Kt②查由P215图10-30选取区域系数ZH③试选12o,查由 图10-26查1

2

N1=60×n2×j×Ln=4.45×10N2=

1.91×10KHN1 KHN2=按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim11%,安全系数S=1,[

=KHN1Hlim1=0.94600564H [H]

=KHN2Hlim2=0.98×550/1=517S[

](Hlim1Hlim2)540.52查由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MP选取齿宽系数d2T=95.5×105×2

/

=95.5×105=14.33×104 t t12Kud ( E)23 Z21.6 d1t=65.71

60

65.71193.240.665m/60b=dd1t=1×65.71=65.71计算齿宽与齿高之比b模 m

=d1tcos

65.71cos122.142mm齿 h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621bhbh0.318dz1tan0.31830tan12计算载荷系数 =1.12+0.18(1+0.62)2+0.23×103 =1.12+0.18(1+0.6)+0.23×103使用系数KA同高速齿轮的设计,Kv KF KH=KFK＝KAKvKHKHd1=d

KK

计算模数

d1cos

2KT2KTYcos21YF Z21[F㈠确定内各计算数确定齿数因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9传动比误差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5初定螺旋角＝12载荷系数 z＝z/cos ＝30/cos312＝32.056 ＝z ＝70/cos312由P197表10-5查得齿形系数 和应力修正系数YF12.491,YF2螺旋角系数

YS11.636,YS2轴向重合 Y

Y [F查由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极FE1 FE2查由P202图10-18得弯曲疲劳系KFN1 KFN2 [

=KFN1

0.90500F

[

=KFN2FF

0.93380

YFaFSa,YFa2

①221.68481.4331050.797cos2121302mn

mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数1mz=72.911m

=27.77取

1nz2 取z2 计算中心 a=(z1z2)mn=(3070)2=102.234103mm=arccos(12

22103值改变不多,故参数kZh等不必修正d= cosd=z2 cos

302=61.34702=143.12bdd1172.91

B1

B2低速级大齿轮如上图V各传动V各轴转速各轴输入功率（kw）（kw）（kw）PⅣ各轴输入转矩(kN·m)带轮主要参小轮直径大轮直径基准长度5 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩P3

n3d2=143.21而F

=d

2311.35

Fr=F

tann4348.16cos

Fa=Fttan圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示 先按15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根

Ao

P343表141,选取Ka

查《机械设计手册》22112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d140mm,故取dⅠ40mm.半联轴器的长度L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm 故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取lⅠⅡ82mm②初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角dⅡ47mm,由轴承产品中初步选07010CdDBddDB故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而lⅦⅧ16mm7010C肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm,③取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥ72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.轴环宽度b1.4hb=8mm.④轴承端盖的总宽度为20mm(由器及轴承端盖的结构设计而定).根据端面间的距离l

,故取lⅡⅢ50mm⑤a=16mmc=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,T=16mm,L=50mmlⅣⅤLscalⅢⅣ(5082016248)mm查《机械设计手册》20-14920.6-7.7010C,a=16.7mm,ttFNH1

L2L3

4348.16FNH2L

F4348.16 FLFaFNV1

r L

NV2

NV MH172888.8NMV1FNV1L2809114.8MV2FNV2L382160.8M2MM2MH传动轴总体设计结构图从动轴的载荷分析图M2(TM2(T131962552(10.1W

15-1得[1]=60MPaca1]精确校核轴的疲劳强度⑴.判断截,Ⅱ,Ⅲ,BAⅡⅢB疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来C不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但C显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.⑵.抗弯系数W=0.1d3=0.1503

w=0.2d3=0.2503T截面Ⅶ的右侧的弯矩MT

M

60.816144609N

T3=311.35N

14460911.57MPaT=T3=311350T 45B

1

T1rd

2.0

D58

Tq qK=1+q(1)=1.82K=1+q（T-1）=1.26所以

K=2.8K=1.62

S=

aSS

tSS2SS2S 抗弯系 W=0.1d3=0.1503

w=0.2d3=0.2503T截面Ⅳ左侧的弯矩M T截面Ⅳ上的扭矩T3

133560T=T3=29493011.80T

=K

1 K=

11所以

K K

S=

aSS

tS