二级圆柱斜齿轮减速器计算说明书

.教育资料.教育资料机械设计课程设计设计计算说明书设计题目:带式运输机传动装置班级:设计者:指导教师:完成日期:

目录课程任务说明书3一、电动机的选择41.1电动机类型选择41.2电动机容量选择41.3确定电动机的转速41.4传动比的分配41.5计算传动装置的运动和动力参数4二、齿轮设计42.1高速级52.2低速级10三、轴的设计143.1高速轴143.2中速轴163.3低速轴17四、中速轴的校核184.1齿轮受力分析184.2中速轴的各参数194.3绘制受力简图194.4水平面H受力分析194.5铅锤面V的受力分析204.6中速轴所受的扭矩图214.7合成弯矩224.8按弯扭合成应力校核轴的强度22五、滚动轴承的选择及其基本额定寿命的计算225.1求两轴承受到的径向载荷Fr15.2求两轴承计算轴向力Fa1和5.3求两轴承的当量动载荷P1和5.4验算轴承的寿命23六、键的选择和键的连接强度计算246.1键的选择246.2键连接强度的校核24七、联轴器的选择247.1高速轴联轴器242.1低速轴联轴器24八、齿轮及轴承润滑方法、润滑剂牌号及装油量248.1齿轮润滑248.2轴承润滑25九、密封方式的选择259.1减速器的密封259.2密封类型的选择25十、密封方式的选择2510.1疾速器的机体结构尺寸2510.2减速器附件26参考文献27【机械设计】课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置设计者专业:姓名：题目数据工作机输入功率(kW)2.3工作机输入转速(rpm)631—电动机2—联轴器3—减速器4—带式输送机(工作机)工作条件1、连续单向运转；2、载荷较平稳；3、两班制；4、结构紧凑；5、工作寿命5年。设计内容减速器装配图1张(0号图)；2、零件图2－3张；3、设计计算说明书1份。设计期限答辩日期指导教师设计成绩（表x.x如表9.1来自参考文献[1]、表x-x、式（x-x）、式x-x、图x-x如表10-1来自参考文献[2]）一、电动机的选择1.1电动机类型选择：Y系列三厢笼型异步电动机（全封自扇冷式）。1.2电动机容量选择：电动机所需工作功率P式中Pω为工作机的输入功率，ηΣ为组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。设η1、η2η1=0.99、η2=0.99则：P选取电动机额定功率为3kw。1.3确定电动机转速：工作机输入转速为已nω=63r/min,展开式减速器的传动比为8~40，即电动机的实际转速为nd根据电动机类型、容量和转速，查表14.1选定型号为Y132SM-其主要性能如下：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)起动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132SM37102.02.01.4传动比的分配：总传动比i= i1=i1.5计算传动装置的运动和动力参数： =1\*GB2⑴各州转速： 1轴：n 2轴：n 3轴：n=2\*GB2⑵各轴的输入功率： 1轴：P 2轴：P 3轴：P 卷筒轴：P =3\*GB2⑶各轴的输入转矩： 电动机的输出转矩： T1轴：T2轴 ：T3轴：T卷筒轴：T整理列表轴名功率P/kw转矩T/(N.mm)转速/(N.mm)传动比i效率η电机轴2.573.4671010.991轴2.5443.427103.970.96032轴2.441.3178.842.840.96033轴2.343.5662.9710.99卷筒轴2.323.5262.97二、齿轮设计2．1高速级：=1\*GB2⑴选精度等级、材料及齿数1)依照传动方案，本设计选用二级斜齿轮传动。标准结构参数压力角αn=20°,齿顶高系数h2)运输机为一般工作机器，运动转速不高，查表16.1选用8级精度。3)由表10-1，小齿轮选用40cr（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS。4)初选小齿轮齿数Z1=19，大齿轮Z2=i1∙5)初选螺旋角β=2\*GB2⑵按齿面接触疲劳强度设计：1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径：d确定公式中的各参数值：=1\*romani．试选载荷系数KHt=1.3=2\*romanii.由图10-20差得区域系数ZH=2.433，表10-5查得材料弹性影响系数Zε=189.6Mpa1=3\*romaniii．由式10-21计算接触疲劳强度重合系数Zε。αααεεZ=4\*romaniv．由式（10-23）可得螺旋角系数Zβ=cos=5\*romanv.计算接触疲劳需用应力σH由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ由式（10-15）计算应力循环次数：NN由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、Kσσ取σH1和σ试算小齿轮分度圆直径：d=322)调整小齿轮分度圆直径a.计算实际载荷系数前的数据准备：=1\*romani．圆周速度VV==2\*romanii.齿宽bb=b．计算实载荷系数K=1\*romani.由表10-2查得使用系数KA=1。=2\*romanii.根据V=1.339m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.07。=3\*romaniii.齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2=4\*romaniv．由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.4445则载荷系数为K3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d及相应的齿轮模数m=3\*GB2⑶按齿根弯曲疲劳强度设计：由式（10-20）试算齿模数，即m确定公式中的各参数值。=1\*romani．试选载荷系数KFt=1.3。=2\*romanii．由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合系数Yε。βεY=3\*romaniii.由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。Y=4\*romaniv.计算YFaYsa[由当量齿数ZZ查图10-17，得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

σ由图10-22查得弯曲疲劳系数KFN1取弯曲疲劳安全系数S=1.4σσYY因为大齿轮的YFaYsab.试算齿轮模数m=调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。=1\*romani.圆周速度VdV==2\*romanii.尺宽bb==3\*romaniii.齿高h及宽高比b/hh=b/h=25.204/2.895=8.7037计算实际载荷系数KF=1\*romani．根据V=0.9639m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02=2\*romanii．Ft1=2T1/d1t=2=3\*romaniii.由表10-4用插值法得KHβ=1.445,结合b/h=8.7037，查图10-13，得KFβK由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.686mm来计算小齿轮的齿数，即取Z1=28，则Z2=uZ1(4)几何尺寸计算1)计算中心矩a=将中心矩圆整为108mm2)按圆整后的中心矩修正螺旋角β3)计算小、大齿轮的分度圆直径dd4)计算齿轮宽度b=取b1=50mm、(5)主要设计结论齿数Z1=28,Z2=111,模数m=1.5mm，压力角α=20°，螺旋角β=15.142°，变位系数2．2低速级：=1\*GB2⑴选精度等级、材料及齿数1)依照传动方案，本设计选用二级斜齿轮传动。标准结构参数压力角αn=20°,齿顶高系数h2)运输机为一般工作机器，运动转速不高，查表16.1选用8级精度。3)由表10-1，小齿轮选用40cr（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS。4)初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮Z2=i25)初选螺旋角β=2\*GB2⑵按齿面接触疲劳强度设计：1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径：d确定公式中的各参数值：=1\*romani．试选载荷系数KHt=1.3=2\*romanii.由图10-20差得区域系数ZH=2.433，表10-5查得材料弹性影响系数Zε=189.6Mpa1=3\*romaniii．由式10-21计算接触疲劳强度重合系数Zε。αααεεZ=4\*romaniv．由式（10-23）可得螺旋角系数Zβ=cos=5\*romanv.计算接触疲劳需用应力σH由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ由式（10-15）计算应力循环次数：NN由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93、Kσσ取σH1和σ试算小齿轮分度圆直径：d=3=2)调整小齿轮分度圆直径a.计算实际载荷系数前的数据准备：=1\*romani．圆周速度VV==2\*romanii.齿宽bb=b．计算实载荷系数K=1\*romani.由表10-2查得使用系数KA=1。=2\*romanii.根据V=0.505m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.0=3\*romaniii.齿轮的圆周力Ft1=2T2/d1t=2=4\*romaniv．由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.4545则载荷系数为K3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d及相应的齿轮模数m=3\*GB2⑶按齿根弯曲疲劳强度设计：由式（10-20）试算齿模数，即m确定公式中的各参数值。=1\*romani．试选载荷系数KFt=1.3。=2\*romanii．由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合系数Yε。βεY=3\*romaniii.由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。Y=4\*romaniv.计算YFaYsa[由当量齿数ZZ查图10-17，得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

σ由图10-22查得弯曲疲劳系数KFN1取弯曲疲劳安全系数S=1.4σσYY因为大齿轮的YFaYsab.试算齿轮模数m=调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。=1\*romani.圆周速度VdV==2\*romanii.尺宽bb==3\*romaniii.齿高h及宽高比b/hh=b/h=39.992/3.6378=10.993计算实际载荷系数KF=1\*romani．根据V=0.9639m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.00=2\*romanii．Ft1=2T2/d1t=2=3\*romaniii.由表10-4用插值法得KHβ=1.450,结合b/h=10.993，查图10-13，得KFβK由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.2717mm来计算小齿轮的齿数，即取Z1=31，则Z2=uZ1(4)几何尺寸计算1)计算中心矩a=将中心矩圆整为122mm2)按圆整后的中心矩修正螺旋角β3)计算小、大齿轮的分度圆直径dd4)计算齿轮宽度b=取b1=70mm、(5)主要设计结论齿数Z1=31,Z2=88,模数m=2mm，压力角α=20°，螺旋角β=12.齿轮的主要参数高速级低速级齿数281113188中心距108122法面模数1.52.0螺旋角15.142°12.732°法面压力角20°20°齿宽b50447064分度圆直径43.511172.48863.562180.436齿顶圆直径46.511175.48867.562184.436齿根圆直径39.761168.73858.562175.436三、轴的设计3.1高速轴(1)材料选择查表15-1，选用45钢（调质）(2)确定最小直径dd查表15-3，A0=112，由上面结论P1=2.544kw,考虑该轴有一键槽，将计算结果加5%，d(3)选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用LH型弹性柱销联轴器。联轴器的计算转矩为Tca=KATd,查表14-1取KA=1.5，由Td=3.46×104(4)轴的结构设计1）确定减速器高速轴外伸处直径(与联轴器配合处)d取d1-2）为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=58mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，查表153）初步选择滚动轴承根据d2-3=35mm，且轴承能承受一定的轴向力，选择7207C号轴承，其d×4）根据轴承旁连接螺栓d1，与地脚螺钉df的c1=26mm、c2=20mm5）.轴承端盖与调整垫片厚度e=10mm,根据轴承端盖便于拆装的要求，取2-3段轴肩距轴承端盖x2=10mm,6）取d3-4=45mm7）小齿轮矩齿内机壁距离∆2=8mm≥δ,取中间轴两齿轮轴向间距∆4=7mm，中速轴上两齿轮宽度分别为b2h8）轴段4-5加工齿轮轴，为方便加工，取d9)取d5-6=45mm(10)整理如下：轴段1-22-33-44-55-66-7直径d/mm303545484530长度l/mm5870925018173.2中速轴(1)材料选择查表15-1，选用45钢（调质）(2)确定最小直径dd查表15-3，A0=112，由上面结论P2=2.44kw,考虑该轴有一键槽，将计算结果加5%，d但不应小于高速轴安装轴承处直径35mm,(3)轴的结构设计1)选择7208C号轴承，其d×D×B=40mm×2)轴承与高速轴大齿轮左端之间采用套筒定位。已知b2h=44mm3)取d2-34)大齿轮右端采用轴肩定位，查表15-2得R=1.2mm,则则d3-b=∆45)由于低速级小齿轮b1l=70mm,齿顶圆dal=67.562mml46）轴承左端采用轴肩定位，且为满足毡圈装配要求，取d5-67)d8)整理数据如下：轴段1-22-33-44-55-66-7直径d/mm404449685540长度l/mm412377018183.3低速轴(1)材料选择查表15-1，选用45钢（调质）(2)确定最小直径dd查表15-3，A0=112，由上面结论P3=2.34kw,考虑该轴有一键槽，将计算结果加5%，d(3)选择联轴器联轴器的计算转矩为Tca=KAT3,查表14-1取KA=1.5，由T3=3.56×(4)轴的结构设计1）确定减速器高速轴外伸处直径(与联轴器配合处)d取d1-2）为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=82mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，查表153）初步选择滚动轴承根据d2-3=45mm，且轴承能承受一定的轴向力，选择7209C号轴承，其d4）5-6轴段安装轴承，则d5又低速级大齿轮b2l=64mm,为了保证套筒断面可靠地压紧齿轮5)取d4-5=49mm低速级大齿轮6)大齿轮左端采用轴肩定位，查表15-2得R=1.2mm,则则d3-b=∆47)整理数据如下：轴段1-22-33-44-55-6直径d/mm4045554945长度l/mm8270756242四、中速轴的校核4.1齿轮受力分析4.2中速轴的各参数：T2=1.3×1054.3中速轴上各力：大齿轮dαFFF小齿轮dαFFF4.3绘制受力简图轴承采用正装方式，查表12.2得轴承受力的作用点偏离中心位置a-4.4水平面H的受力分析ΣM即，1507.351得，Σ即，1507.651+4090.494得，F由以上数据计算可得剪力图与弯矩图：4.5铅垂面V的受力分析MMΣ即，得，Σ即，得，F由以上数据计算可得剪力图与弯矩图：4.6中速轴所受扭矩图：4.7合成弯矩：MMMM4.8按弯扭合成应力校核轴的强度通过以上数据判断C为危险截面，根据式(15-5)，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6σ前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ-1]=60Mpa,五、滚动轴承的选择及其基本额定寿命的计算由上，已选择角接触球轴承，7207C，7208C,7209C。现对中间轴轴承7208C进行寿命计算：5.1求两轴承受到的径向载荷Fr1由以上轴的校核可知：FF5.2求两轴承计算轴向力F对于70000C型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr,其中e为表13-5中的判断系数，其值由F因为FFd1+F查表12.2得C=36.8KN,因此，Fa1C0由表13-5用插值法计算得，e再计算:FFa1Fa1C两次计算的FaC0值相差不大，因此确定e1=0.4070177,5.3求轴承的当量动载荷P因为，Fa1F由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：X1=1,Y1运转中有轻微冲击，查表13-6,fd=(1.0~1.2)得PP5.4验算轴承的寿命因为P1<P2,所以按对于球轴承ε=3，查表13-4得fL所以所选轴承满足工作要求，具体参数如下：轴承型号系列基本尺寸安装尺寸d/mmD/mmB/mmda7207C357217427208C408018477209C45851952六、键的选择和键的连接强度计算6.1键的选择键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计采用普通A型平键联接。查表11.27得具体参数如下：键名b182123124146.2键连接强度的校核假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键的强度条件为：σ现取中间轴的键(2号键进行校核)：键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm,键的工作长度l=L-b=20mm，查表6-2，由于键承受轻微冲击，得许用挤压应力σp=100~120Mpa,取中间值σ故，键强度满足工作要求。七、联轴器选择为了减小起动转矩，应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，采用有弹性原件的挠性联轴器，本次设计采用弹性柱销联轴器。7.1高速轴联轴器联轴器的计算转矩为Tca==KATd,查表14-1取KA=1.5，由Td=3.46×7.2低速轴联轴器联轴器的计算转矩为Tca=KAT3,查表14-1取KA=1.5，由T3=3.56×型号公称转矩(N.m)许转速轴孔直径轴孔长度/mm(r/min)J型LH3630500030,32,35,386040,42,(45),(48)84八、齿轮及轴承润滑方法、润滑剂牌号及装油量8.1齿轮润滑(1)润滑方式减速器低速级齿轮圆周速度V=πdn60×1000(2)润滑剂的选择：由表10.6选取润滑油牌号为L-AN15。为了保证齿轮啮合处的充分润滑，大齿轮的齿顶圆到油池地面的距离H1不应小于(30~50)mm,传动件在油池的浸油深度应不小于1~2个齿高，但不应小于10mm，并避免搅油损耗过大，减速器内的传动件浸入箱体油池中的深度不宜过深。通常比最低油面高出(10~15)mm(3)装油量v=abH=4228.2轴承润滑(1)润滑方式计算轴承dn值，dn=35×(2)润滑剂的选择查表10.7选取通用锂基润滑脂3号润滑。(3)润滑装置查参考文献[3]P90表7-3，选取M6的直通式压注油杯(4)装油量润滑脂填入量为轴承空隙体积的13九、密封方式的选择9.1减速器的密封减速器需要密封的部位很多，为了防止减速器内润滑剂泄出，防止灰尘、其他杂物和水分渗入，减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使减速器达到预期的工作寿命。9.2密封类型的选择1伸出轴端的密封在输入或输出轴的外伸处，为防止灰尘、水汽及其他杂质渗入，引起轴承急剧磨损或腐蚀，以及润滑油外漏，都要求在端盖轴孔内装密封件。因为伸出轴颈圆周转速取V工作温度不超过90°∁，对于轴承端盖中的透盖选择毡圈油封的方式进行密封。高速轴的透盖毡圈为：毡圈35JB/ZQ4406-86材料：半粗羊毛毡低速轴的透盖毡圈为：毡圈40JB/ZQ4406-86材料：半粗羊毛毡十、减速器的机体结构尺寸及其附件10.1减速器的机体结构尺寸名称符号尺寸/mm机座壁厚δ8机盖壁厚δ8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b12机座底凸缘厚度p20地脚螺钉直径d20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d16机盖与机座连接螺栓直径d10连接螺栓d2l150~200轴承端盖螺钉直径d8窥视孔盖螺钉直径d6定位销直径d8df、d1、c26、22、16d1、dc20、14轴承旁凸台半径R20外机壁至轴承座端面距离l52内机壁至轴承座端面距离l60大齿轮齿顶圆与内机壁的距离∆10齿轮断面与内机壁距离∆8机盖、机座肋厚m1、6.8轴承端盖外径D112、120、125轴承旁连接螺栓距离s108、115、12410.2减速器附件(1)窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。查参考文献[3]P167表11-4选取l1(2)放油孔及放油螺塞放油孔应设置在箱座内底面最低处，能将污油放尽。在油孔附近应做成凹坑，以便为了更换减速器箱体内的污油聚集而排尽。平时，排油孔用油塞堵住，并用封油圈以加强密封。查参考文献[3]P93表7-11选取M12的外六角螺塞。(3)油面指示器为指示减速器内油面的高度是否符合要求，以便保持箱内正常的油量，在减速器箱体上设置油面指示装置，查参考文献[3]P93表7-10选取M12的杆式油标。(4)通气器减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内、外气压平衡，以免润滑油