带式运输机上的两级斜齿圆柱齿轮减速器(共28页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定二、电动机的选择三、计算总传动比及分配各级的传动比四、运动参数及动力参数计算五、传动零件的设计计算六、传动轴和轴承的设计计算七、传动轴和轴承校核计算八、键联接的选择及计算九、箱体的结构设计十、十一、十二、设计内容计算及说明结果传动方案拟定已知条件：运输带工作拉力F=2kN；运输带工作速度v=0.9m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=300mm；两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。根据设计任务书拟定传动方案如下：滚筒角速度： 滚筒转速： 电动机的选择1） 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2） 电动机容量（1）卷筒的输出功率=(2) 电动机输出功率传动装置的总效率式中 分别为齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、。查机械设计手册得：=0.99，=0.97，=0.99故=2.1KW 3） 选取电机查机械手册，选取电动机型号为Y112M-6的电动机，额定功率为2.2kW,满载转速为940r/min.满足传动条件。=1.8KW计算总传动比及分配各级的传动比(1) 两级齿轮传动比公式对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取(式中分别为减速器高速轴和低速轴的传动比)（2） 减速器传动比由电动机的满载转速940r/min和工作机主动轴转速57.3r/min可确定传动装置应有的总传动比为： 此时总的传动比为i=16.5 此时 >此传动比符合设计要求i=16.5运动参数及动力参数计算n为各轴的转速，p为轴的输入功率，T为轴的输入转矩（1） 1轴为减速器高速轴 （2）2轴为减速器中间轴 （3）3轴为减速轴低速轴 项目轴1轴2轴3转速(r/min)94018857功率(kw)2.1782.0922.008转矩(Nm)22106328传动零件的设计计算（1）高速轴齿轮的设计与校核1.选材，精度等级及齿数 1）有文献1表10-1可得 选小齿轮：40Cr，调质处理 选大齿轮：45钢，调质处理 2） 精度等级选7级精度3） 选择小齿轮的齿数=20，大齿轮齿数=205=1004） 初选螺旋角=142、按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 转矩 =3） 选取区域系数=2.433 =0.750 =0.870 1.624） 查有文献1表10-7选取齿宽系数5） 由文献1表10-7可得材料的弹性影响系数=189.8 MPa6） 由文献1图10-21d小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。7） 由文献1式10-13计算应力循环次数。 8） 由文献1图10-19 取接触疲劳寿命系数。9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，有文献1式（10-12）得 （2） 计算试计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值=34.41 mm2) 计算圆周速度。 3） 计算齿宽b及模数 mm 4) 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数K使用系数=1,根据,7级精度,有文献1图10-8可得动载系数K=1.10,K1.417; K=1.345; K=1.1故载荷系数:6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，有文献1式（10-10a） 得7）计算模数m3.按齿根弯曲强度计算 由文献1式（10-5）的弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值1）小齿轮传递的转矩2.2kN·m 确定齿数 2） 计算当量齿数 zz/cos20/ cos1421.89  zz/cos100/ cos14109.473)  初选齿宽系数 按不对称布置，由文献1表10-7查得14） 初定螺旋角 145）计算载荷系数K6） 有文献1表10-5查取齿形系数和应力校正系数查表可得齿形系数 应力校正 7） 螺旋角系数Y 根据纵向重合度，有文献1图10-28可得螺旋角影响系数Y=0.8608） 计算大小齿轮的 ，并加以比较由文献1图10-20c得到弯曲疲劳强度极限：小齿轮 大齿轮由文献1图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.85 K=0.9 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大（2） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=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d=35.18来计算应有的齿数.于是由: 取 则4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距计算中心距 a= mm将中心距调整为124 mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数，等不必修正。（3） 计算大，小齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度 圆整后取（5）结构设计小齿轮齿顶圆直径，故选用实心结构的齿轮（文献1图10-36及图10-38）.大齿轮齿顶圆，故选用腹板式结构（文献1图10-39）。其他相关尺寸按图推荐的结构尺寸设计。（2） 低速轴齿轮的设计与校核1. 选材，精度等级及齿数 （1） 材料1）有文献1表10-1可得 选小齿轮：40Cr，调质处理 选大齿轮：45钢，调质处理 2） 精度等级选7级精度,齿根喷丸强化3） 选择小齿轮的齿数=25，大齿轮齿数=253.3=83初选螺旋角=142、按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 转矩 =3） 有文献1图10-30选取区域系数=2.433 ，有文献1图10-26得 =0.780 =0.820 1.604） 查文献1表10-7选取齿宽系数由文献1表10-6可得材料的弹性影响系数=189.8 MPa5） 由文献1图10-21d小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6） 由文献1式10-13计算应力循环次数。 7） 由文献1图10-19 取接触疲劳寿命系数。8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，有文献1式（10-12）得 （2） 计算试计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值=48.74 mm2) 计算圆周速度。 3） 计算齿宽b及模数 mm 4) 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数K使用系数=1,根据,7级精度,有文献1图10-8可得动载系数K=1.03,K1.419; K=1.348; K=1.1故载荷系数:6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，有文献1式（10-10a） 得7）计算模数m3.按齿根弯曲强度计算 由文献1式（10-5）的弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值1）小齿轮传递的转矩106kN·m 确定齿数 2） 计算当量齿数 zz/cos25/ cos1427.37zz/cos83/ cos1490.863)  初选齿宽系数 按不对称布置，由文献1表10-7查得14） 初定螺旋角 145）计算载荷系数K6） 有文献1表10-5查取齿形系数和应力校正系数查表可得齿形系数 应力校正 7） 螺旋角系数Y 根据纵向重合度，有文献1图10-28可得螺旋角影响系数Y=0.8608） 计算大小齿轮的 ，并加以比较由文献1图10-20c得到弯曲疲劳强度极限：小齿轮 大齿轮由文献1图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.90 K=0.92 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 小齿轮的数值大（2） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=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d=35.18来计算应有的齿数.于是由: 取 则4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距计算中心距 a= mm将中心距调整为107mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数，等不必修正。（3） 计算大，小齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度 圆整后取（5）结构设计小齿轮齿顶圆直径，故选用实心结构的齿轮（文献1图10-36及图10-38）.大齿轮齿顶圆，故选用腹板式结构（文献1图10-39）。其他相关尺寸按图推荐的结构尺寸设计。=20=100=14=1.6=2.433 1.62=189.8 MPa=34.41 mm mm 2.2kN·m1 14 Y=0.860 =1.50a=124mm40Cr45钢=25=83=14=1.6=2.4331.60=189.8 MPaError! No bookmark name given.Error! No bookmark name given.106kN·m Error! No bookmark name given.1Y=0.860K=0.90 K=0.92 a=107mm传动轴和轴承的设计计算1. 低速轴和轴上轴承的设计（1） 求输出轴上的功率P，转速，转矩 (2) 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 F= F= Ftan=964.0N. 初步确定轴的最小直径由文献1中式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,根据文献1表15-3取 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号由文献1中,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以由文献2表8-178得选取HL3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径(4)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7209C型.DB轴承代号 4585207210C1. 中间轴和轴承的设计(1) 求输出轴上的功率P，转速，转矩 (2)求作用在齿轮上的力已知中间轴小齿轮的分度圆直径为 F= F= Ftan=1038.7N已知中间轴大齿轮的分度圆直径为 F= F= Ftan=248.2N(3) 初步确定轴的最小直径由文献1中式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,根据文献1表15-3取输出轴的最小直径显然是安装轴承处的直径，为了使所选的轴与轴承吻合，故需选择轴承的内径和类型查手册（GB292-83）取轴承为角接触球轴承，内径为25mm，类型为7205CDB轴承代号 2552157205C3高速轴和轴承的设计. 求输入轴上的功率P，转速，转矩 . 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 F= F= Ftan=257.6N. 初步确定轴的最小直径由文献1中式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,根据文献1表15-3取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号由文献1中,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册由原先选择的电动机的型号，伸出轴的直径应该与联轴器的内径相同。所以选取TL5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为125Nm,. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取2)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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7207C型DB轴承代号 3572177207C4.轴的形位确定根据轴与联轴器的连接可确定轴端的直径，又有角接触滚动球轴承属于标准件其内径为选择值，所以轴与轴承配合处的直径也确定。各齿轮的齿宽已确定，要求轴与齿轮配合时要求齿轮要比轴端稍长以便于定位。在大齿轮与小齿轮的配合上要求他们对称啮合，且小齿轮齿宽比大齿轮齿宽多5mm。在轴环宽度要求，再根据齿轮与齿轮的啮合配合可确定轴的形位。高速轴中间轴低速轴轴长直径轴长直径轴长直径 223520256240 1538153550454538405050 633855565 503515354855 482820252050 2545传动轴和轴承的校核1. 高速轴的校核高速轴的载荷分析图按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全2. 中间轴的校核中间轴的载荷分析图按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面轴的弯矩较大处发生在，段，由于弯矩最大处发生在齿轮的齿宽中间，而一般轴在此处没有受到加工应力的影响，不需校核，所以需校核处应该时是弯矩较大，且应力较大，直径较小处。因此危险截面应该是在I的左侧。. 截面I左侧。抗弯系数 W=0.1=6400抗扭系数 =0.2=12800截面的I右侧的弯矩M为 M=133.8截面上的扭矩为 =106截面上的弯曲应力20.9MPa截面上的扭转应力 =8.3Mpa轴的材料为45钢。调质处理。由文献1表15-1查得： 因 经插入后得1.76 =1.5轴性系数为 =0.85K=1+=1.6232K=1+（-1）=1.425由文献1中附图32中查出，由附图33查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数综合系数为： K=1.89K=1.587碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=8.1S25.3=S=1.5 所以它是安全的3. 低速轴的弯矩校核低速轴的载荷分析图按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全4.高速轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7207C取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1. 求两轴承的计算轴向力和747N 393N对于7207C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算; =0.4×=157.2N因此轴承2被压,轴承1被放松.， 得到得到所以确定2求轴承当量动载荷和因为由文献1中表135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：因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， =>5年故轴承使用寿命足够、合格。5 中间轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7205C取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和2294.6N 3178.9N对于7205C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算; =0.4×=1271.56N因此轴承2被压,轴承1被放松.， 得到 =0.46×=1462.3N 2求轴承当量动载荷和因为由文献1中表135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：轴承1; X=1, Y=0轴承2： X=0.44, Y=1.23因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， >3年故轴承使用寿命足够、合格。6低速轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7210C取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和1364.8N 2945.8N对于7210C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算; =0.4×=1178.3N因此轴承1被压,轴承2被放松.， 得到 =0.38×=1119.4N 2求轴承当量动载荷和因为由文献1中表135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：轴承1; X=0.44, Y=1.30轴承2： X=1, Y=0因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， >3年故轴承使用寿命足够、合格。键联接的选择1 主动轴上同联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键.根据 d=28mm查表取： 键宽 b=8mm h=7mm L=28mm校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b/2=28-4=24mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.5×7=3.5mm由式（6-1）得： 所以键比较安全.取键标记为： 键C8×28GB/T1096-20032. 中间轴上键的设计选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用圆头平键.根据 d=40mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=28校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=28-10=18mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.5×8=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键：10×28GB/T1096-20033.低速轴上定位低速级大齿轮键和联轴器相连的键的设计（1）定位低速大齿轮的键选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用圆头平键.根据 d=40mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=28校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=28-10=18mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.5×8=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键：10×28GB/T1096-2003箱体结构的设计润滑密封设计专心-专注-专业