机械设计课程设计二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书.docx

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机械设计课程设计二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

机械设计

课程设计

设计题目:

展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器机械学院机械专业

班级机械二班学号。

。

设计人段。

。

指导教师—

完成日期2009年—月—日

、设计任务书

（一）课程目的：

1通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。

2、学习机械设计的一般方法。

通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。

（二）题目：

题目4.设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。

设计基础数据如下：

工作情况

载荷平稳

鼓轮的扭矩t（N?

360

鼓轮的直径（mm）

300

运输带速度V（m/s）

0.85

带速允许偏差（%

使用期限（年）

工作制度（班/日）

总体布置:

】一电切机12—罪轴猛】3—齿轮疋連益；4誓式运精拇；3—联粘器：

设计任务

（二）设计内容：

1.电动机的选择与运动参数设计计算;

2.斜齿轮传动设计计算；

3.轴的设计；

4.装配草图的绘制

5.键和联轴器的选择与校核；

6.滚动轴承的选择；

7.装配图、零件图的绘制；

8.设计计算说明书的编写。

（四）设计进度：

1、

第一阶段：

总体计算和传动件参数计算

2、

第二阶段：

轴与轴系零件的设计

3、

第三阶段：

轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、

第四阶段：

装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟订及说明

设计计算：

设计计算及说明

结果

一：

传动方案的总体设计

（一）对给疋传动方案分析论证

总体布置见任务书

工作情况：

工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运动。

（二）选择电动机

1,电动机类型选择

根据电源及工作及工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。

2,选择电动机容量

pw3.825kw

1）工作机所需功率Pw

I皿81045.12—

Pw——3.825kw

95509550

2）传动装置总效率13I34

式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。

由表2-4查得：

滚动轴承1=0.99;圆柱齿轮传动2=0.97;弹性联轴器

3=0.992;滑动轴承4=0.96，则

；；340.9930.9720.99220.960.862

3）所需电动机功率

0.862

Pw3.825

Pdkw4.44kw

0.862

Pd4.44

4）确定电动机额定功率Ped

根据PedPd，由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped4kw

3，计算电动机转速可选范围并选择电动机型号

P55kw

为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速可选范围。

由表

i—edu・uIN.VV

2-1查得二级圆柱齿轮传动比范围i'8~60，则电动机可选转速

ndin361~2707r/min

可见同步转速为750r/min，1000r/min和1500r/min的电动机均符合。

进

行比较选择，如下表：

万案

电动机型号

额定功

率

（kw）

电动机转速

（r/min）

电动机质量

（kg）

总传动比

同步

、卄+［、，满载

Y160M2-

5.5

750

720

119

Y132M2-

5.5

1000

960

Y132S-4

5.5

1500

1440

2,选定电动机型号为丫132M2-6。

由表中数据可知三个方案均可行，但方案2传动比比较小，传动装置结构尺寸较小，而且质量合理。

因此，可采用方案

电动机型号为

Y132M1-6

4,电动机的技术数据和外形，安装尺寸。

由表20—1、表20-2查出Y132M2-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。

尺寸D=38mm，中心高度H=132mm,轴伸长E=80mm。

（3）计算传动装置总传动比和各级传动比

1,传动装置的总传动比

i皿21.28

nw45.12

2,分配各级传动比

因为是展开式二级齿轮传动，故h1.1~1.5i2，现取1.1，则

两级齿轮减速器高速级的传动比为:

198・7545.28r/min

4.39

2,各轴的输入功率

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即

PPed014.440.9924.40kW;

PP1124.400.990.974.225kW;

PP234.2250.990.974.06kW;

各轴的输入转矩T（N?

m）和输出转矩T'（kW）

9550Pd

9550

4.44

960

44.17Nm

4.4

9550—

9550

——43.77Nm

960

4.225

9550

203.01Nm

198.75

9550

4.06

856.29Nm

45.28

汇总如下表:

项目

电动机轴

高速轴1

中间轴II

低速轴III

转速（r/min）

960

199

功率（kW）

4.44

4.40

4.225

4.06

转矩（N?

m）

44.17

43.77

203.01

856.29

传动比

4.83

4.39

效率

0.992

0.96

三：

齿轮设计计算

（一）高速级齿轮的设计

设计计算及说明

结果

1•选定齿轮类型、精度、材料及齿数

1按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮

2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）

3材料：

由书表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。

两者材料硬度差40HBS。

4初选小齿轮齿数乙20:

大齿轮齿数Z2204.8396.6

5初选取螺旋角14

2•按齿面接触强度设计

.；2Kt「u1/ZhZe、2

dit計（）

\dU[H]

①确定公式内各计算数值

a）试选Kt1.6。

b）由资料1图10-30选取区域系数Zh2.433

c）由资料1图10-26查得

10.74;20.84

120.7650.891.58

d）由表10-7选取齿宽系数d1

e）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze189.8MPa2

f）由图10-21d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Hlim2550MPa

g）应力循环次数：

N160n1jLh609601（253008）1.38210

1.38210°

N18

N212.8610

i24.83

h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN1°.9,KHN20.95

i）接触疲劳许用应力：

取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10-12）

[H1]

KHN1Hlim1

0.95600540MPa

[H2]

KHN2Hlim2

0.95550522.5MPa

许用接触应力为

[h]

[H1][H2]

540522.5

531.25MPa

2计算

a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

d1t

321.64.22104X11.62

4.8312.43189.82（）mm

4.83531.25

42.33mm

b）计算圆周速度

d1tn142.33960

v——12.13m/s

601000601000

c）齿宽b及模数口玳

h2.25mnt2.252.054.62mm

bh42.334.629.16

0.318dz1tan

0.318120tan141.59

e）计算纵向重合度

f）计算载荷系数K

已知使用系数Ka

1，根据V2.13m/s，7级精度，由图10-8得动载系数

Kv1.1;由表10-4查得Kh1.40；

由图10-13查得Kf1.35

由表10-3查得KhKf1.4

故载荷系数KKaKvKhKh11.11.41.42.16

g）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a）得

d1d1t34233349.18mm

Kt1.6

h）计算模数mn

d）

查取齿形系数：

由表

10-5查得YFa12.724,YFa22.175

KaKvKfKf11.11.351.42.08

查取应力校核系数：

由表10-5查得Ysa11.569,Ysa21.795

e）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.85,Kfn20.88

大齿轮的

f）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1500MPa;

弯曲疲劳强度极限fe2380MPa

g）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式

得

大齿轮的数值大

②设计计算

22°84・221040.88cos2140.0!

641.94mm

12021.58

劳强度计算的法面模数，取模数mn2mm，已可满足弯曲强度。

但为了同

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d149.18来计

②按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数

K、Zh等不必修正。

3计算大、小齿轮的分度圆直径

Z1mn

242

49.5mm

cos

cos1332'10''

Z2mn

116*2

239.1mm

cos

cos133210''

bdd1149.549.5mm

圆整后取b250mm,b155mm

⑤大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算

da1

2mn

49.5

53.5mm

da2

2mn

239.1

243.1mm

df1

2mn

（haC）

49.5

22.544.5mm

df2

2mn（hac）

239.1

22.5234.1mm

bib2dai

da2

49.5mm

239.1mm

55mm

50mm

53.5mm

243.1mm

44.5mm

④计算齿轮齿宽

⑥结构设计

大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。

小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。

（二）低速级齿轮设计计算

1•选定齿轮类型、精度、材料及齿数

1按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮

2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）

3材料：

由书表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。

两者材料硬度差40HBS。

4初选小齿轮齿数z123:

大齿轮齿数z2254.39100

5初选取螺旋角14

d1t

32KtT1

u1（ZhZe）2

u（[h]）

2•按齿面接触强度设计

①确定公式内各计算数值

a）试选Kt2.0

b）由资料1图10-30选取区域系数Zh2.43

c）由资料1图10-26查得

20.780.881.66

由表10-6查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa2

由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN10.9,KHN20.95

②计算

a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

d1t

322°19・561044・391（2.43189・8）2mm75.83mm

4.39531.25

601000

d1tm

c）

齿宽b及模数mnt

2.25mnt2.253.207.31mm

75.83/7.3110.37

由图10-13查得Kf1.35

由表10-3查得KhKf1.4

g）

；75.83

2.04476.38mm

①确定计算参数计算载荷系数

a）

按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a）得

d1d1t3

KaKvKfKf11.01.41.351.89

b）

根据纵向重合度

1.82，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88

计算当量齿数

zvi号25.18

coscos14

z2100

Zv2一l—巧一109.47

coscos14

d）查取齿形系数：

由表10-5查得YFa12.625YFa22.161

查取应力校核系数：

由表10-5查得YSa11.591,YSa21.795

e）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.85,Kfn20.88

f）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1500MPa;大齿轮的

弯曲疲劳强度极限fe2380MPa

g）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10—12）

得

Kfn1fe10.85500

[F]1303.57MPa

S1.4

Kfn2FE20.88380

[F]2238.86MPa

S1.4

h）计算大、小齿轮的YFaYSa，并加以比较

[f]

YFa1YSa12・625「5910.01376

[f]1303.57

YFa2YSa22.1611.795

Fa2Sa20.01624

[f]2238.86

大齿轮的数值大

②设计计算

3：

21.8919.561040.88cos214门一“cc

mn320.01632.27mm

\12321.66

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

劳强度计算的法面模数，取模数mn2.5mm，已可满足弯曲强度。

但为了

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d166.17来

计算应有的齿数。

于是由

diCos76.38cos14“一

z129.64

mn2.5

取z130，贝Uz2uz14.3930131.7。

4,几何尺寸计算

1计算中心距

a臼_Z2）mn（30132）2.5208.70mm，圆整为209mm

2cos2cos14

2按圆整后的中心距修正螺旋角

（Z1Z2）mn（30132）2.5一”

arccosarccos1419'37

2a2209

因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。

3计算大、小齿轮的分度圆直径

z1mn302.5

d177.3mm

coscos1419'37''

」Z2mn1322.5“c彳

d2340.1mm

coscos143'45''

4计算齿轮齿宽

bdd1177.377.3mm

圆整后取b280mm,Q85mm

5大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算

da1d12mn77.322.582.3mm

da2d22mn340.122.5345.1mm

df1d12mn（hac）77.32.52.571.05mm

df2d22mn（hac）340.12.52.5333.85mm

mn2.5mm

z130

z2132

a208.7mm

1419'37''

d177.3mm

d2340.1mm

bi85mm

b280mm

da182.3mm

da23451mm

df171.05mm

df233385mm

五.轴的结构设计计算

为使中间轴所受的轴向力小，则中间轴的两个齿轮的旋向和

各轴的受力如图：

高速轴

低速轴

（一）高速轴的结构设计

1、求输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti

R4.4kW

n1960r/min

T143770Nmm

2、求作用在齿轮上的力

因已知高速级小齿轮的分度圆直径为di49.5mm

2T1243770

则Ft1N1768.48N

d149.5

tanntan20

FrFtn1768.48N662.06N

coscos1332'10''

FaFttan662.06tan1332'10''N425.75N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示。

3、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为40Cr调质处理。

根据资料1表15-3，取A。

112，于是得

P；4.40

dminA。

3”一112^—-18.60mm

n1i960

轴上有单个键槽，轴径应增加5%所以dmin18.3818.385%19.53mm,

圆整取dmin20mm.

输入轴的取小直径显然是安装联轴器直径dvii-viii。

为了使所选的轴直径

dvii-viii与联轴器孔径相适应，故同时确定联轴器型号。

联轴器的计算转矩TeaKaTi，查表14-1,取Ka1.5

「a1.543.7765.66Nm。

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5272-85，

选用选取ML4型的梅花弹性联轴器，其公称转矩为140Nm。

半联轴器的

孔径d125mm，半联轴器长度L62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度

L144mm。

根据要求，进行结构设计，如图。

用滚动轴承7206C，B16mm，再加上套筒

的长度，取L21mm。

d30mm。

L为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴

肩的作用，齿轮轴的df149.5mm，故取L8mm，d32mm0VII-VIII

段为最细段，和联轴器配合，所以取Lvviii44mm,dVviii25mm。

为了轴承端盖的装拆方便的要求，故取Lvv53mm，又因为VI-VII段还起轴肩的作用，故取dvv28mm。

根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，取

LIVV100.5mm，考虑到右端轴承处的dVV30mm，取dIVV40mm。

图中

未标圆角处取d1mm。

这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）键的选择

根据《机械设计课程设计》表14-1查得VII-VII处的键的代号为键C8X32GB1096-79（8X7X32）。

（二）中间轴的设计

T2=2.0301105N?

mm,

1.已知该轴的功率P2，转速n2，转矩T2

P2=4.225KW,n2=198.75r/min,

求作用在齿轮上的力

Fttan

408.8N

该轴上小齿轮的分度圆直径为d277.3mm

2203010

77.3

5252.52N

FrFttann1973.13N

cos

FaFttan1341.48N

3、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为40cr调质处理。

根据表15-3，取c105，于是得

fP「4225

dminC3—1123，■31.03mm

「n'198.75

中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7307AC取d=35mm，尺寸外形为dDB35mmX80mmx21mm,其余尺寸见图。

4.轴的结构设计

安装大齿轮处的键型号为键1036GB1096-79

安装小齿轮处的键型号为键1070GB1096-79

轴上零件装配方案和尺寸如图

根据要求，进行结构设计，如图。

轴最细处为1-11段，装滚动轴承，

选取d35mm，轴承型号7207CBG292-83轴承B17mm。

为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L||I”84mm，

d37mm。

齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h4mm<右端装轴承处V-VI段同I-II段结构相似，取dVV35mm。

初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度，油沟宽度等距离，取LVV26mm。

图中未标圆角处取r1.6mm，与滚动轴承配合处圆角

1mm。

这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。

（三）低速轴的设计

1已知该轴的功率P3，转速n3，转矩T3

P3=4.06KW,n3=45.28/r/min,T3=N?

mm,

2.求作用在齿轮上的力

已知该轴上齿轮的分度圆直径为d!

340.1mm

2T2856290

Ft28562905035.52N

d340.1

tann

FrFt1891.61N

cos

FaFttan1286.06N

3、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢调质处理。

根据表15-3，取c112，于是得

（P/406

dminC3—1123—50.129mm。

Vn\45.28

安装两个键槽增大直径7%，得dmin53.64mm

取dmin54mm

此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径，选取联轴器（同前面的方法一样）的型号为HL5的弹性柱销联轴器（HL5联轴器55X

142GB5014-85），主动端d=55mm,长L=142mm，与联轴器配合处轴长

L1=107mm。

查《机械设计课程设计》表15-6,选择轴承代号为7211C的深沟球

轴承，尺寸外形为dDB5510021

4.轴的结构设计

安装大齿轮的键型号为键1865GB1096-97

安装联轴器处的键为键16125GB1096-97

轴

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