机械设计课程设计_双级斜齿轮减速器

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1、机械设计 课程设计说明书 （机械设计基础）设计题目双级斜齿轮减速器山东大学机械工程学院 机械制造及其自动化专业班级学号设计人彭指导教师张完成日期 2020 年1月13 日由于时刻仓促，设计进程不免有错误，十分感激。目录一、设计任务书 2（一）设计任务3（二）原始数据 3（三）工作条件 3二、传动整体方案设计 3（一）平面布置简图： 3（二）运输带功率： 4（三）确信电动机型号： 4（四）计算各级传动比和效率：5（五）计算各轴的转速功率和转矩： 5三、V带传动设计计算.7四、齿轮传动设计 9（一）对高速齿轮设计: i=3.6009（二）对低速速齿轮设计: i=2.80017五、轴的设计-19-六

2、、轴承的选择与设计 33七、键联接的设计 34八、联轴器的计算与设计 37九 减速器润滑方式，润滑油牌号及密封方式的选择 38十、 课程体会与小结 42十一、参考文献 42一、设计任务书（一）设计任务铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速器传动装置由一个双级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作7年。设计此传动装置。（二）原始数据运输带主动鼓轮轴输入端转矩Tw=650N/m主动鼓轮直径D =500mm运输带速度v w减速器设计寿命7年（三）设计工作条件两班制工作，空载启动，轻微载荷，常温下持续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220

3、V二、传动整体方案设计（一）平面布置简图:此传动系统由电动机驱动。电动机先通过联轴器将动力传入带轮，再由带轮传到两级圆柱减速器，然后通过联轴器及开式链传动将动力传至砂型运输带。传动系统中采纳两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，可是齿轮相关于轴承位置不对称，因此要求轴有较大 的刚度，高速级及低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。（二）电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。（三）运输带功率：v 1. 13W D兀兀x 0.5=0. 719r / s=43. 163r / minTw x nw9550650 x 43. 1639550=2. 938KW传动

4、效率传动装置选用装置效率带传动V带n带一对滚动轴承球轴承n轴承3圆柱齿轮传动八级精度n齿轮联轴器弹性联轴器n联轴器链传动滚子链（开式）n链总效率：=耳x n 2x n 5 x n 2 x n带 齿轮 滚 联 链=0.95 x 0.972 x 0.995 x 0.9932 x 0.92=0.771电动机所需输出功率：P2.938P =w-0n3. 810KW0. 771四）确信电动机型号：电机型号额定功率PM满载转速nm同步转速nsY112M-44KW1440r/min1500r/min五）计算各级传动比和效率：总传动比：i各级传动比：m144043. 163二 33. 362初取传动比：减速箱

5、101.8高速级传动比： i = 高低速级传动比： i = 低i = i x i = 10解得减 高 低i = 1. 25i高低=1.87633. 362带高低1. 8 x 3. 6 x 2. 8六）计算各轴的转速功率和转矩： 一、各轴输入功率：P 二 3. 810Kw0轴 I：P 二 P 二 3.810KwI0轴 II： P 二 P 耳 二 3. 810 x 0.95 二 3. 620KwIII带轴 III： P 二 P 耳耳 二 3.620 x 0.99 x 0.97 二 3. 476Kw IIIII高滚轴 IV： P 二 P 耳耳 二 3. 476 x 0. 99 x 0. 97 二 3

6、. 338Kw IVIII滚齿轴 V： P 二 P n n 二 3.338 x 0.993 x 0.99 二 3.282KwVIV联滚轴 VI： P 二 P n n 二 3. 282 x 0.92 x 0.99 二 2.989KwVIV链滚二、转速：轴 I：n 二 n 二 1440r / minImn 1440轴 II：n = 4 = 800r / minII i1.800带n 800 轴 III： n = + = 222. 222r / minm i 3.600高n 222.222 轴 IV、轴 V： n = n = 79. 365r / minIV V i2.800低n79.365轴 VI

7、： n 二 j 二二 42.305r / minvi i1.876链3、输出转矩：P3.810轴 I： T 二 9550 x 亠二 9550 x二 25.268N mm1n1440IP3.620轴 II： T 二 9550 x 丄二 9550 x 二 43214N mmiin800IIP-.476轴 III： T 二 9550 x 二 9550 x二 149568N mmiiin222.222iii轴 IV：PT 二 9550 x 二 9550 xIVn79. -65iV-.-8二 401725N - mm轴 V：TVP二 9550 x二 9550 xnV3. 28279. 365394509

8、N - mmP2.989轴 VI：T-9550 x -v 9550 x674734N - mmVin42. 305Vi轴号 参数IIIIIIIVVVI输入功率P(Kw)89转速n(r/min)1440800输入转矩T(N mm)2526843214149568401725394509674734三、V带传动设计计算计算项目计算内容计算结果工作情况系数Ka计算功率Pc=KAP。选带型A型小带轮直径由表11.6D1=100mm取滑动率1%大带轮直径D2(1 - )Dn一 100x 1440o O Vn21 1720D2=178mm大带轮转速n(1 )D 1n d0“100 x 144099 x2D

9、200计算带长n2=720r/min求DmDmDD178+ 100=139 mm22ADD17810039 mm求厶 2 2初取中心距0.7(D1+D2)vav2(D1+D2)即 195vav556取 a=450mm带长LL兀 Dm + 2aA 2+a50基准长度Ld=兀 x 150+ 2x400+1277 mm400Ld=1400mmd求中心距和包角L 兀 Dm+中心距aa1兀Dm丿8A244L z1400 一兀 x 1391 + J&400一兀 x 39-丄8 x 39244DDa180。一-1 x 60。小轮包角1aa 178 10060。1180。x480. 2求带根数带速传动比带根数

10、求轴上载荷张紧力轴上载荷V带尺寸顶宽b节宽bp高度h带质量q轮毂尺寸参数带宽B兀D n兀 x 0.1 x 1440v = 1_1=60 x 10060 x 100n1440 卄i = -= 1. 797n8012由表 11.8 Po=1.306由表 11.7 Ka由表 11.2 Kl= 0.96由表 11.16Z PLtc(P + APo )Ka KL=4.572 = 3. 30(1. 306 + 0. 168 ) x 0. 98 x 0. 96F P (2.5 - K )F 一 500* + qv20vZ 1K丿“c4.572(2. 5 - 0. 98) n , 人500 xx+ 0. 1

11、x 7. 5427. 54 x 4(0. 98 丿aF 一 2ZF sin -Q02170 32 x 4 x 123. 2 x sin2表 11.4B = (Z - 1) x e + 2f = (3 - 1) x 15 + 20取Z=4根Fb=13mmbp=11mmh=8mmB=65mm四、齿轮传动设计一）对高速齿轮设计: i=3.600计算项目计算内容计算结果选材大齿轮45钢调质硬度240HB小齿轮40Cr调质硬度240+20=260HB齿面接触疲劳强度计算T9. 55 xP13. 620T =43160N mm=106 =9. 55 x 106 x1齿面转矩T1n1801齿宽系数i + 1

12、3. 6 + 1 介 甲=x 0. 3=0. 692da 2d接触疲劳极限小齿轮为合金钢，大齿轮为碳钢cH=710MPalim 1H limc=580 MPaHlim 2初步计算许用接触H1应力=0. 9c= 0. 9 x 710H lim 1c=576MPaHH2=0. 9c= 0. 9 x 580H lim 2Hclim 1=522MPaHlim 2Ad值二140 取A = 90 dA d=90初步计算小轮直径dATnru + 111Vc uH取d=62mm90J f431603. 600 + 1=59. 8mm1=x 3|X A1 0. 69 x 52223. 600初步计算齿宽bb=(

13、叮d1=0. 69 x 62b=43mm校核计算圆周速度Vv冗d 1n1冗 x 62 x 801=2. 60m / s60 x 100060 x 1000v =齿数Z模数m螺旋角0使用系数KA使用系数KV齿间载荷分系数KHa取 Z=24, Z2=i Z1=86m 二 d/Z 二 62/24t11由表12.3叫=2.5om2. 50 arccos- arccos m2. 583tF =生=2 % 43160 = 1392Ntd621KF1. 25 x 1392“ /1 M /a t 一一 40.47N / mm ,KaKv 1. 654a- 1. 3790 3.033r齿向载荷分布系数KHP载荷

14、系数弹性系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数接触最小安全系数工作时间应力循环次数NL接触寿命系数Zn许用接触应力匸H由此得 K = K由表12.11K = A +HPHaFa非对称分布B x 1 += /cos2 Pb = L 654/。9722d1丿C - 10-3b=1. 09 + 0. 16 x (1 +x 0. 692 + 0.31 x 10-3AVHa Hp0.6 x0. 692)x 401.25x 1. 15 x 1. 752x 1. 201KHaKHPZEZH二 1. 752二 1. 201189.8厨阳2. 43)+ + aP P=v；1 / a= A x1di b -2uor

15、；431603.600 + 1心=85 x 3x= 56. 48mm*0.69 x 52223. 600b =也 d 1 = 0. 69 x 56 = 38. 64冗d 1n1冗 x 56 x 801v =60 x 100060 x 1000取 Z=22, Z2=i =79m 二 d/Z 二 56 / 22t11由表 12.3mn=2.5om2. 50 arccos- arccosm2. 545tb 二 503MPa H b -H2A = 85 d取d二 56mmb=40mmv = 2. 35m / sZ1=22Z2=79叫=叫=2.50 二 10o5038KaKv齿间载荷分系数KHa2T2

16、x 43160561. 25 x 1541401541N48. 16N / mm Y00 120012000 mina=129mmd = 56.198mm1d = 202.313mm2b = 40mm0 一 11。51，06Y 一 2.67Fa1Y 一 2. 21Fa2Y 一 1.57Sa1Y 一 1. 78Sa2e 1. 67avYe - 0. 70Y 0. 9080齿间载荷分配系数kf齿向载荷分布系数 载荷系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环系数弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力验算r- Ya 2. 5991. 664 x 0. 70二 2. 23前已求得K = 1. 77 2.23Fa

17、b /h 二 40 /(2.25 x 2)二 8.89K 二 1. 18FPK = K K K K = 1. 25 x 1. 14 x 1. 43 x 1. 18 = 2.40 A V Fa PK 二 1. 18FPK=NL1NL2F1F2=60ynth = 60 x 1 x 801 x 33600 = 1.61 x 109二 Nl1 / i 二 1. 61 x 109 / 3. 600 二 4. 49 x 108c Y YF lim 1_N4_X-SF limc Y YF lim 2 N 2 XSF lim600 x 0. 87 x 1. 01.25450 x 0. 92 x 1. 01.2

18、52KTc = 2_1Y Y YYrF1 bd mFa1 Sa1 e 卩1 n2.4 X 431602 67 1 57 0 7 0 908x 2 . 67 x 1. 57 x 0. 7 x 0. 90839 x 56 x 25 t101. 1MPa CF1c= 600MPaF lim 1c= 450MPaF lim 2S 二 1.25F minN 二 1. 61 x 109L1N 二 4. 49 x 108L2Y = 0. 87n1Y = 0. 92n2Yx = 1.0c=418MPac = 331MPaF2=101. 1MPacF1Y Yc cx Fa2 Sa2F2F1 Y YFa1 Sa1

19、“ “2.21 x 1. 78一 101. 1 x2. 67广 1.-.57一 94. 88MPa b JF2此对齿轮弯曲疲劳强度足够c 一 94. 88MPa A I I1 1 x U + 11x 3申花uO1! 140351. 7882.828 + 1“-81 x 3ix- 78. 499勺 0.766 x 52222. 828b q d 0. 766 x 83 63. 578d 1兀d n兀 x 83 x 226 . 224v -11 60 x 100060 x 1000取 Z=27 ,Z2=iZ1m d . / Z . 83 / 27t11由表 12.3mn=3nm3p arccos

20、arccosm3. 074nFt -叭2 x 140351.788 - 3381.971N d183KAFt1.25 x 3381.971“ 廿小 /66. 054N / mm 100N / mmb64( 11 Ye 1. 88 - 3. 2 + cos p a1 ZZ 丿Lv 12丿r 1 11. 88 - 3.2 + cos 12035-50 LJ2776丿b sin ppdZ 1q0. 766 x 27e d 1 tan p tan 12035*50pKm兀兀n取 d1=83mmb=64v 0. 983m / sZ1=27 ,Z2=76mt=m =3np 12o3550KaKve 1.

21、678ae 1. 471p=8 + 8= 1.678 + 1. 471aPtan 20。tan a丄 “ “carctan丄=arctan= 20. 453ocos Pcos 12035,50cos Pb=cos PCOS an / COS at=cos 12o355Ox cos 20 / cos 20. 453o二 0. 979由此得KHaKFa=8/ coS2aPb = 1. 678 / 0. 97928= 3. 149r齿向载荷分布系数K = 1. 751HaKHP1 +1. 170. 16 x (10. 6110-3 x 64Id1丿+ C - 10-3b+ 0. 6x (雯)2)x

22、(更)28383K = 1.338HP载荷系数弹性系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数工作时间th应力循环次数Nl接触寿命系数znA VHa Hp1. 25 x 1. 09 x 1. 751 x 1. 338Z 8 =F G + 8P)+)=哂1 / 8a = 2 E*PZp = vcos P = ：cos 12o3550t = h7 x 365 x 8 x 2N=60rnt = 60 x 1 x 226. 244 x 40880L1nN=N /i = 5. 549 x 108/L2L1/2. 828假定工作时间七年，每年工作365天，双班制，则有ZE = 189.8、MPaZH = 244z

23、 = 0. 7728z = 0. 988Pt = 40880h hN = 5. 549 x 108 L1N = 1. 962 x 108L2z = 1. 08 n1许用接触应力验算中心距螺旋角两齿轮实际分度圆直径齿宽b齿形系数H1H2c ZH lim 1n1SH limc ZH lim 2_n2SH lim710 x 1. 08 iTo5580 x 1. 131.05c = Z Z Z Z 2KT1 U + 1H eh & H bd12 u=189. 8 x 2.44 x 0. 772 x 0. 9882 x 3.192 x 140351. 7882. 828 + 1x64 x 8322.82

24、8计算表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。确定传动主要尺寸d1(i + 1)83 x(2. 828 + D = 158. 862mm将中心距圆整到158mm, 则P2 = arccos 叫(Z 1 + Z 2)2a3 x (27 + 76)arccos2 x 1582a2 x 158“d= =82.835mm1i +12. 828 + 1d=i Xd=2.828 X 79.838=224.162mm21b=申,d二0.766 X 82.835 =63.452mm1d 1b=b -5=64mm2112。456齿根疲劳强度计算Z26Z =1=26= 29. 050V1 cos3 P2 c

25、os3 12。456Z73Z =2= 81. 770V2 cos3 P 2 cos3 12。456Z = 1. 13n2c = 730. 286MPa Hic = 624. 190MPaH2c = 585. 960MPaH YP min3. 1901. 089 x 0. 6942. 7K 二 1. 751 2. 7Fa故 K 二 1. 751Fab /h 二 64 /(2.25 x 3)二 9.481K 二 1. 27FPA VFap1. 25 x 1. 09 x 1. 751 x 1.27 = 3. 030F2oF1Y = 1. 615Sa1Y = 1. 780Sa2= 1. 689avY

26、= 0. 694Y P = 0.895KFaKFP二 1. 751二 1. 27o YF lim 1 N 1 XSF limo Y YF lim 2 N 2 XSF lim600 x 0. 93 x 1. 01. 25440 x 0. 97 x 1. 01. 252KT、1 Y Y Ybd m Fa1 Sa1 13. 03 x 140351. 78864 x 80.j835X 3136.259 0 Jx 2. 54 x 1. 615 x 0. 694 x 0. 895F1K 二 3. 030 0 J = 446. 4MPaF10 = 341. 4MPaF2=136. 259MPa0 JF1Y

27、YG= G XSa2F2F1Y YFa1 Sal-136. 259 x 1.78 x 2- 22 L615 x 2. 54 -131.260 G JF2此对齿轮弯曲疲劳强度足够。g - 131. 260MPa 3 一0. 1g - 1b.99497I 0.1 x 60=25. 50mmMeC-1.03 x = 1.031b80754x 3-3 0.1 x 60=24. 50mmQ 0b二 102.5MpaQ 一 ib = 60Mpaa = 0.59aT 二 25264N mmM 二 99497N mmeAM = 80754N mmeBd 25. 50mmBd 24. 50mmC轴受力图水平面受

28、力图水平弯矩图垂直受力图垂直弯矩图合成弯矩图转矩图当量弯矩图Fq=882KFai=322NFkih=47Ftl=1536N61596腕化1Q62N25264431609949780754 82413轴的结构化对轴m进行设计初定轴长：根据指导书5-1图所给出的参数初定主动轴的长度如后图所示:1、左轴承中心到低速级小齿轮中心的距离:. E DbL + D + a + 31 2 220 / 2 + 10 + 15 + 66 / 2 682、低速级小齿轮中心到高速级大齿轮中心的距离:t bbL 3 + C + 22 2 26640+ 15 + 68223、高速级大齿轮中心到右轴承中心的距离:T _ b

29、DE3224520+ 15 + 10 + 57. 522取 L=70mm取 L2=70mm取 L3=58mm斜齿螺旋角齿轮直径小齿轮3受力转矩圆周力径向力轴向力大齿轮2受力转矩圆周力径向力轴向力画轴受力图计算支承反力水平面反力垂直面反力由此前计算结果可知T3=TIIIF 二 2T3/d3 二 2 x 149568/ 79.838t333F = F tan a / cos 卩2 = 3747 x tan 200 / cos 12。1910r3t3n2F 二 F tan 卩2 二 3747 x tan 12。1910a 3t32T2=TIIIF 二 2T /d 二 2 x 149568/201.8

30、02t222F = F tan a / cos 卩.=1482 x tan 2Oo / cos 11。5106r2t2n1F 二 F tan 卩.二 1482 x tan 11o5106a 2t21图形如后页F x L + F x 匕 + F x-2 F x LF，r31a32a22r23R4198“79.838201.802“1396 x 70 + 818 x+ 311 x 551 x 58_ 2 2198F _ F F FR3r3R4r2_ 1396 655 551F x 128 + F x 583747 x 128 + 1482 x 58R3198 198FR4 F + F F 3747

31、 + 1482 2856R4t3t2R3卩11o5T061卩12o19102d2=mmd3T3=149568N mmF 3747Nt3F 1396Nr3F 818Na 3T2=149568N mmF 1482Nt2F 551Nr2F 311Na 2F 655NR4F 190NR3F 2856NR3F 2373NR4许用应力许用应力值应力校正系数当量转矩当量弯矩校核轴颈轴的结构化轴材料为45钢调质9 一 1b二 60a 0b102.5aT = 0.59 x 149568 N mm右轴颈中间截面M+ (aT)2 .2051322 + 882452 二 240113N mmeB B小齿轮中间截面MC=f；M 2 + (aT)2 = J1377682 + 882452 二 163606N mmNCC最小轴颈估算1 M1. 03 x 343 0. 1a*-1b=1.03 x 3,：竺竺Y 0.1 x 60=34. 205mmMeCT-1b=1.03 x ,1636013 0.1 x 60=31. 002mmQ 0b二 102.5Mpa