斜齿圆柱齿二级减速机构

一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；2.课程设计任务：已知二级减速器，运输机工作转矩T/()为620反m,运输带工作速度s,卷阳筒直径:360mm.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差5%。二、电动机的选择1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。2、计算功率n口八2VT0.9x620x2口Pir=Fv/1000=KwDrj360系统的传动效率r=邛邛中总效率H二Y132S4电动机P=N=1440机构V带传动齿轮传动滚动轴承（一对）联轴器卷筒传动效率符号小小所以：、3n=nnpwhuu%=小小%?”=xxxxxxx其中齿轮为8级精度等级油润滑所以Pd=Pw/n=kw确定转速阳皿七田60x1000v60x1000x0.9.HI简工作转速nw=二二转“冗D3.14x360二级减速器的传动比为（调质）所以电动机的转速范围通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度144038mm80mm三、传动比的分配及转动校核总的转动比:i=iu47.8选择带轮传动比il=3,一级齿轮传动比i2=,二级齿轮传动比i3=7、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：4=二1轴（高速轴）输入功率：片=兄尸乂轴（中间轴）的输入功率：小小小二XXX轴（低速轴）的输入功率：R=Rj77?q2=xx0.982x0.98,轴（滚筒轴）的输入功率：B=R）/27%;xx0.982x0.983x、各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：7：=95.5x10$且二95.5x10$21L=xIO,Nnm%14401轴（高速轴）的输入转矩：I=955x10s=95e5x105=x103N-mm1勺4802轴（中间轴）的输入转矩：7；=95.5x10&95.5x10，Ux103N.mm-n2129.733轴（低速轴）的输入转矩：r=95e5x105=95e5x105=x103N-mmn344.734轴（滚筒轴）的输入转矩：T4=95.5x105=955x105=x103N-mm4%44.73釉编号名称转速/(r/min)转矩/功率/KWI电动机转轴1440X104II高速轴480X105III中间轴X105IV低速轴X105V卷筒轴X105四、三角带的传动设计确定计算功功率匕1 .由课表8-6查得工作情况系数K”，故二K=x=kw2 .选取窄V带类型根据匕n由课图8-9确定选用SPZ型。3.确定带轮基准直径由2表8-3和表8-7取主动轮基准直径 内尸80 mm主动轮基准 直径4n 二80 mm根据2式（875）,从动轮基准直径小从动轮基准 直径小=i-1=3x80=240mm4/2 =250 mm根据表8-7取(5=250mm按2式（8-13）验算带的速度一1，加4x80x1440皿入j人V=m/s25m/s带的速度合适60x10060x1004 .确定窄V带的基准长度和传动中心距根据-心）o120主动轮上的包角合适6 .计算窄V带的根数Zz=(2+XR)KaKl由。二1440r/min=80mm/=3查课表8-5c和课表8-5d得凡二kw4二查课表8-8得Ka=Kl=,则r6.67-(1.60+0.22)x0.95x0.99-取Z=4根。7 .计算预紧力外片二500色(竺-1)+川VeKa查课表8-4得q=Kg/nr故AAc二500x一：一x-1)+0.065x6.2=6.29x40.958 .计算作用在轴上的压轴力F=2Z/)sin2=2x4x550.3xsin2=N9 .带轮结构设计略。五、齿轮传动的设计高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为405(调质)，硬度为280HBs，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为0=14初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿而接触疲劳强度进行设冲。八#/12KTU+1fZHZE2设十公式：dXf3.(，)正%u6W确定公式中各参数，选Kt二,ZH=,。产，。2三%f+%2=+由表查得齿宽系数d=01查表得：材料弹性影响系数Ze=MP，户再按齿而硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限6hmi=590MPa,疲劳强度极限：6/huP=560MPa.由计算公式：N二60J4算出循环次数：M=6OX48OX1X(2X8X8X300)=X109N,二丛二XIOi再由Nl,N2查得接触疲劳寿命系数K“,尸，K心二.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=l,失效概率1%。瓦卜纽哈皿=X590=6、=二x560=588Mpa3_忸+5/2_554.6+588_224、计算小齿轮分度圆直径4,由计算公式得：4力大齿轮得接触,、2x1.6x1.0067x10y4.7dJ3XXV1x1.713.7_53.87_h5.346计算纵向重合度：%=0.3189Ztanp=XlX22Xtanl4计算载荷系数K已知使用系数K八二1已知V=s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数K-二由表查得：K/牛的计算公式：K0=1.12+0.18(1+0.网j)虫,2+o23x1。-3。=+(1J-)+X10-3x再由表查的：K印=,5入=长心=公式：K=K,R,KaK6=1XXX再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：J2K%COS牛丫/确定计算参数：计算载荷系数：K=KAKvKraK=1XXX根据纵向重合度：与=,从表查得螺旋角影响系数匕二722计算当量齿数：zLv二二，二COS3Pcos314Z,81cospcos4由课表105查取齿形系数尸，匕02二查取应力校正系数匕a产，a2二再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：5/1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限bg=380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：K/a=，Km2二口算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S二K八消0.85x500SL35回卜KpSrn 0.9x380S1.35计算大，小齿轮的要冷，并加以比较:瓦乙cd_1.588x2.63M.=314.8匕3匕a2_1777x2.206归J253.3齿数Z =26Z2=97中心距 a=127 mm螺旋角p=14.4分度圆直径4 二4 二大齿轮的数值大，选用大齿轮牛牛二设计计算：J2K“cos%/方、(2x1.676x1.0067x105x0.88xcos214,cc?；x0.0155V1x222x1.744町；1.725对比计算结果，由齿而接触疲劳强度计算的法面模数叫,大于由齿而接触强度计算的法而模数，取标准模数，二2mm,既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径4二来计算齿数：_cosp_53.87xcos14_=1 a2取&=26则Z2=iZ=976、几何尺寸计算：计算中心距：(乙+Zj/w(26+97)x2a=-=-=126.76mm2cosp2xcosl4将中心距圆整为：127mm按圆整后中心距修正螺旋角：(4+Z；)?(26+97)x20p=arccos-=arccos=14.42a2x127因P的值改变不大，故参数%，年,Z等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：_乙，_26x2_cospcos14.4.Zjn97x24=r=cospcos14.4计算齿轮宽度:=B4=ix二取用二54mm,与二60mm-18、高速级齿轮传动的几何尺寸齿宽b=B=60mmB)二54nnn,名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角Qn20螺旋角p分度圆直径did2齿顶圆直径dai=di+2ha*mn=+2X1X2da2=d2+2ha*mn=+2X2齿根圆直径dn=di-2hf*mn=-2XX2df2=d2-2hf*mn=-2X2X中心距a=mn(Zi+Z2)/(2cosP)127=2X(22+81)/()齿宽b2=b54bi=bz+(510)mm603、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径DiDi=X4572轮毂轴向长LL=dNB54倒角尺寸nn=1齿根圆处厚度。0。二4）n%8腹板最大直径DoDo=df22oo216板孔分布圆直径D?D2=(Do+Di)144板孔直径5di=(D0Di)35腹板厚CC=18（二）、低速齿轮机构设计1、已知3=min2、选择齿轮精度为7级，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，两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为0二14初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。班、八&、I2KTU+Zf/Zf.1设计公式：4,23!.（“火瓦储U6J确定公式中各参数,选K,式二，%产，%=gaf+%2=+选齿宽系数=。1查表得：材料弹性影响系数Ze二MR-再按齿而硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限bhnu=590MPa,大齿轮得接触疲劳强度极限：6卜m=560MPa.由计算公式：N=60J4算出循环次数：N；=6OXX1X(2X8X8X300)=X109NM=ixio9再由Nl,N2查得接触疲劳寿命系数Kn尸，KHN2=.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=l,失效概率1%。KK回J=/V1ZZhnd=X59053IMpaS回j=，门:=x560=532Mpa但.回J+回J531+532_224、计算小齿轮分度圆直径八，由计算公式得：hN产7(衿4d%U8W2x1.6x3.5766x103.9r2.433x1.89.8fxX1x1.7132.9i531.5J、但1Aq/ee、士士兀3.14x87.86x129.73计算小齿轮圆周速度：v=-=-二S60x100060x1000计算齿宽b及模数m.b二（=1x87.86=87.86”4fcosB87.86xcos14o/比，=-=3.04mmn,z28齿高:h=2.25颂=X=/?_87.86_h6.85计算纵向重合度：年=0.318Zjan0=XlX28Xtanl40计算载荷系数K已知使用系数K八二1已知V=s,7级齿轮精度，由表查得动载荷系数K，二由表查得：K/用的计算公式：K/单=1.12+0.18（1+0.丽）5+0.23x1。-%=+（1+）+X10-3x再由课表103查的：=，Ka=Kla=公式：11.77mm对比计算结果，由齿而接触疲劳强度计算的法而模数”,大于由齿而接触强度计算的法而模数，取标准模数？=2mm,既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径&二来计算齿数：_cosp_90.78xcos140_3 m2取Z3=44得=%=1276、几何尺寸计算：计算中心距：(Z.+Z4(44+127)x22cosp2xcosl4将中心距圆整为:177mm按圆整后中心距修正螺旋角：(Z.+Z4(44+127)x2I-。p=arccos:=arccos=13.72a2x177因p的值改变不大，故参数%，年,z等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：/_Zyin_44x2_scospcos13.7fZ.m128x24 =r=co邓cos13.7计算齿轮宽度：5 =94二ix二取其二90mm,=95mm一7、低数级齿轮传动的几何尺寸Z3=44Z4=127中心距a二螺旋角p=13.7分度圆直径4=W=mm8,二90mm,B=95mm名称计算公式结果/mi面基数mn2面压力角an20螺旋角分度圆直径d3d4齿顶圆直径dai=di4-2hamn=+2X1X2da2=d2+2hamn=+2义1X2齿根圆直径dfi=di2hf*mn=2XX2df2=d22hf*mn=-2XX2中心距a=mn(Zi+Z2)/2cos8177齿宽b2=b90bi=b2+(510)mm95六、轴的设计（一）、高速轴的设计1、轴的材料与齿轮1的材料相同为40&调质。2、按切应力估算轴径由表153查得，取“二106轴伸出段直径di2Ao（p/ni严=106X480）vs=取di=32mm40a调质3、轴的结构设计1）、划分轴段轴伸段羽；过密封圆处轴段th：轴颈d3,d7；轴承安装定位轴段必必齿轮轴段。2）、确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直轴承选径应尽可能从较小值增加,因此,取d2=34mm,选择滚动轴承30207,轴颈直径d3=d7=35mmo齿轮段尺寸。分度圆直径d=da=d|=3）、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知轴长L=+4出伸出端的长度由带轮厚度确定。；由=（一2）d,a），!，,（,=64mm30207选取&轴向长度为20L、=(2030)其余长度根据中间轴各段长度确定4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mmCD=170mmAB=227mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：Fd=2Ti/di=2XX10754=Fr|=FuXtanaJcosP：=Xtan207=1401NFuI=FtiXtan3i=X=957N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和Zmbz=O,得Raz=FfiX170+%Xd/2+227=(1401X70+957X27)+227=1163N同理：Zmaz=O,得RBZ=FriX57-FaiXd3/2+227=(1401X57-975X27)+227=238N校核：2z=Raz-Ffi+Rbz=238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和2mb)=0,得RAY=XI70/227=2792由ZMAy=0,得Rby=X5/227=936N校核：2z=Ray+Rby-Fu=936+2792-3728=O计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fai(b)RazdrlC处弯矩：Mcz=RazX57=6629INmmMcz1.=RbzX170=40460NmmMcy=RayX57=2792X57=159144Nmm(6)、合成弯矩Me；=(M2cz左+M?cy产=(662912+404602)I/2=77663NmmRbzBMe仃二(M2cz,+M2cy)1/2=(404602+1591442),/2=164207Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数a=5.ib/60,1=55/95=aT2=X100670=58389NmmC处：Mc左二立左二159144M/+(aL)c13=(1642072+159144:)1=174279Nmm(9)、校核轴径。C剖而：dc=(Mcg/6-J)1s=(174279/X55)1/9=31mm=(M2+M2dy)i/2=(1764002+4335122),/2=468027Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数口=6.lb/6行=55/95=aT2=X533660=309523NmmC处：Mc左二版286640Mc右=“；+(aL)213=(287473a+3095232)vs=422428NmmD处：MD左二心左+(。TJ2产=(5073684309523,产;588346NmmMd.=M9布=46802/Nnun(9)、校核轴径。C剖而：dc=(Mc6-/5.J)1/3=(422428/X55)1=AFt2BFt3cDMey.,-rrnrrrrHI111111MdynT1T1TITITtthiiiriinri,.Mey声双ft川-11-rxTr111ifj1nMdk)wz-一1IIIII.T1aT(11)中间轴的精确校核：对照轴的晚矩图和结构图，从强度和应力集中分析I,II,G都是危险段面,但是由于I,II还受到扭矩作用，再由口断面的弯矩要大于I处，所以现在就对II处进行校核。轴的材料为45钢，调质处理，由手册查得：”二640MPa,鸟=355/0尸。由手册查得：67=275股冉量=155/3为(50=450MPa,r0=288/WPt/平_2储-6。_2X275-450_023(50450.平_2QT_2X18O_288_025*)288I剖面的安全系数：抗弯断而系数：二处&=34,4736x6x(47-6)：8470.87加,322d322x47抗扭断面系数：ndbt(d-t)3.14x47316x6x(47-6)23VV,=18658.162d162x47弯曲应力幅：6=il=3,72l=43.92MRiI匕8470.87弯曲平均应力6m=0扭转切应力幅嘉=急|黑W平均切应力：m=%=10MP。键槽所引起的有效应力集中系数K6=.Kz=.5再由手册查得，表面状态系数。=,尺寸系数6=080,J=0.83./t;函短=136剪切配合零件的综合影响系数（1）。=2.52,取（5）=2.52进行计算:於=忌装=1，96剪切配合零件的综合影响系数（KJ.=0.4+0.6（勺）/）=1.91,取(K=1.91进行计算,由齿轮计算循环次数438X1()81()7,所以取寿命系数k、=1S-KS.1X275_305“(右)。&+乜或2.52X35.74+0一=4%=以180=1667阳)/3+忤,”1.91X5+0.25x5综合安全系数:，、=3.04S=1.5+s：所以具有足够的强度。(三)、低速轴的设计45钢调质1、轴的材料与齿轮4的材料相同为45钢调质，2、按切应力计算轴径。由表153查得，取人二112轴伸出段直径diAo(pVn3)l/3=112X15=考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用，取d尸50n皿则轴孔长度Li=84mm3、轴的结构设计1)、划分轴段出；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,ck轴承安装定位轴段d4：轴身dsd；轴头d6o2)、确定各轴段直径。取d2=52mm选择滚动轴承30211选择滚动轴承30211,轴颈直径d3=d8=55mm.,轴承宽4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=67nunCB=141mmAB=208mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：Fl4=2T4/d4=2X986380/=7488NFr4=Fi4Xtan。JcosBi=Xtan207=2805NFu4=Ft4xtanBf7488X=684N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和Zmbz=。，得RAZ=Fr4X141+Fa4xdi/2+208=2335N同理：Zmaz=0,得RBZ=|Fr4X67-Fa4Xdi/2+208=470N校核：Zz=Raz-Fr十Rbz=4708+2335-2805=0计算无误同样,由绕支点B的力矩和ZMBy=0,得Ray=7488X141/2208=5076由2MAy=0得Rby=7488X67/208=2412N校核：？z=Ray+RbyFd=2412+5076.7488=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。FaiA5rl队B(b)Raz打1Iin111,C处弯矩：Mczv=RAzX67=156445NmmMcz/.=RbzX141=340374NmmMCy=RayX67=340092Nmm(6)、合成弯矩Me左=(M2czv+M2cy),/2=(1564652+3403742)1/2=374614NmmMe=(M?cn+M2cy)i/2=(3403742+340072),Z2=481162Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=986380Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数0=6.lb/6g=55/95=0T2=X986380=572100NmmC处：Mc左二Me左二374614M一尸M%分+(】L)T12=(572100：+376414：)1/c=684826Nmm(9)、校核轴径。C剖面：dc=(MC右/6.J)1=(684826/X55)13=50mm2405=Sn轴承I【被压紧，为紧端，故Fa=S=2039NE尸F&+Si=3048N2、计算当量功负荷。I轴承，FaJCr=2O39/428OO=查课表13-5,e=Fai/Fri=2039/5512=e=,X2=,Yz=当量功载荷Prn=fJXoFru+YFah)=XX6500+X3048)=737IN3、验算轴承寿命因P”VPH,故只需验算I【轴承轴承预期寿命与整机寿命相同，为：8X300X16=38400h轴承实际寿命Lhio=16670/112(3很川)=16670/(59800/7371)3=128554h38400具有足够使用寿命。4、轴承静负荷计算经计算，满足要求：计算过程略。经校核，高、低轴的轴承均满足要求八、平键联接的选用和计算1、中间轴与齿轮【的键联接运用及计算。由前而轴的设计已知本处轴径为：d2=45由表61选择键14X9X50键的接触长度L=d2-b=50-14=36,接触度h=h/2=9/2=4.5mm由机械设计表62查出键静联接的挤压作用应力8p=120MPa6P=2T2/d2lh=(2XX103)/(45X36X=98MPaV8P键联接强度足够2、低速轴与齿轮4的键联接选用及计算。由前而轴的设计已知本处轴径为：d4=62由表61选择键18X11X70键的接触长度L=d2b=70-18=52,接触度h=h/2=U/2=由机械设计表6-2查出键静联接的挤压作用应力8p=120MPaSP=2T2/d2lh=(2XX103)/(62X52X=lllMPa6p犍联接强度足够九.联轴器的选择计算由于低速级的转矩较大，故选用弹性柱销联轴器，型号为HL5计算转矩：7；a=K=x=转速n=d=50所以由表可知：强度和转速均满足要求十、箱体及其附件的设计选择1、零部件名称符号件速器的尺寸关系箱座壁厚818箱盖壁厚火8箱盖凸缘厚度bi30箱座凸缘厚度b13地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径diM6盖与座联接螺栓直径d2M14联接螺栓d2的间距L125200轴承端盖螺钉直径d3M8检查孔盖螺钉直径d4M8定位销直径d83、油标尺的尺寸设计如图由表721,选取为Ml2d的.D=20b=6h=28d2=12a=10Dl=16dl=4参考文献：1、没有注明的为机械设计课程设计书。2、机械设计教材。3、机械原理教材。