二级展开式斜齿圆柱轮减速器说明书

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1、二级展开式斜齿圆柱轮减速器设计计算说明书院系专业年级设 计 者指导教师成绩年月日目录一. 设计任务书-2二. 传动方案的拟订及说明-4三.齿轮设计计算- 7四.轴的结构设计计算-16五.轴、轴承、键的校核-21六.轴系部件的结构设计-41七.减速器箱体及附件设计-41八.装配图设计 -43九.零件图设计 -44十.设计小结 -45十一 .参考文献 -451一、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

2、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，单向旋转鼓轮的扭矩 T（ N?m）700鼓轮的直径 (mm)350运输带速度 V （ m/s）0.85带速允许偏差（ %）5使用期限（年）5工作制度（班 /日）2总体布置：2（三）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.

3、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3二 传动方案的拟订及说明一：传动方案的总体设计（一）对给定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电动机类型结构形式选择按工作要求，可选一般用途的 Y 系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。2电动机的容量（1）鼓轮的输出功率PW2T7002F0.354kNDFv4000 0.85pw3.4kw10001000（2）电动

4、机的输出功率PdPdPwa传动装置的总功率32轴承联轴器1234滑动轴承联轴器 ：联轴器的传动效率取 0.9912、 34：圆柱齿轮的传动效率 取 0.96轴承 ：滚动轴承的传动效率取 0.98滑动轴承 ：滑动轴承效率取 0.94320.96 2 * 0.983 * 0.99 2 * 0.94 0.799轴承联轴器1234滑动轴承Pw=3.4故 Pd4.255Kwa0.799（3）电动机额定功率Ped由机械设计课程设计（以下简称课程设计）表 20 1 选取电动机额定功率 Ped =5.5KW3.电动机的转速首先计算电动机转速的范围,单级圆柱齿轮传动比i3-6 ,Pw3.4Kwa =0.799P

5、d4.255KW4601000v6010000.85nw D 35046.38r / min转速,初选同步转速为1000r/min 和 1500r/min 的电动机比较如下表：确定电动机的型号是： Y132M2-6Ped =5.5KW4.电动机的技术数据和外形安装尺寸轴心高 H=132mm 总宽 L=515mm，轴外伸长为 E=80mm，轴颈 D=38mm（三）计算传动装置总传动比和各级传动比方电额电动机转电传动装置的转动比案动 机 型定功率 速（ r/min ）动机质nw =46.38r/min号(KW)同满 量（ Kg）总传动比步载1Y135.51098420.7电动机的型号：60Y132

6、M2-62M2-600（1）总传动比nm96020.70ia 20.70i46.38nw（2）分配各级传动比：高速级传动比 i1 ，低速级传动比 i2 通常取 i1 =（ 1.11.5 ） i2则 i 2 =4i1 =5.2i2 =4（四）计算传动装置的运动参数i1 =5.21. 各轴转速：减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴。nI960r / min，nn960184.615r / min，i15.2n184.61546.15r / min。n4i22各轴的输入功率按工作机的功率计算PPed联轴器4.212KWPPI轴承123.963KWPP轴承343.728KW53各轴的转矩PT955

7、041.900NmnPT9550205.003Nm ，nPT 9550771.449N m n将计算结果汇总列表如下I轴II轴III轴n(r/min)960184.61546.15P(KW)4.2123.9633.728T(Nm)41.900205.003771.4496设计计算及说明结果三：齿轮设计计算（一）高速级齿轮的设计1、选择精度等级，材料和齿轮齿数1）材料：由机械设计表10-1 选择小齿轮材料为40Cr(调质处理 )硬度为270-290HBS.大齿轮材料为 45 钢 (调质处理 )硬度为 230-250HBS,硬度差为 40HBS.2）精度等级选 7 级精度3）选择小齿轮齿数为Z1

8、=20，则大齿轮的齿数Z2 = 205.2104取 Z 2 =1044）选取螺旋角=142、按齿面接触强度计算23 2Kt T1 i 1 ZE ZHd1tid dH1）确定式中各值(1) 试取载荷系数为 Kt=2.0(2)由机械设计 高等教育出版社第八版（下同）图10-30 取区域系数ZH =2.433(3)由表 10-7取齿宽系数 d =1.1(4)由表 10-6查得材料弹性影响系数 ZE =189.8MPa 2 .(5) 由机械设计陈东主编 北京：电子工业出版社 2010.7 P116 式 8-15 1.88 3.2( 11 )cosZ1Z 2=1.639(6) 由图 10-21d 按齿面

9、硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1 =600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限lim 2 =550MPa.(7) 应力循环次数7N160n1 Lh60 960 5 365 16 1.682 109N2N13.2345108i1K由 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN 1HN 20.900.95接触疲劳许用应力 :取失效概率为 1%.安全系数为S=1.HKHN1lim1540MPa1S由式KHN2Hlim2522MPa2SH 1H2540 522则H2531.25MPa2(8) 小齿轮传递的转矩T 9550 P41.900N mn2）计算(1)小齿轮分度圆直径 .2K tT1i2d1t1 Z

10、EZH3id dH32241.9001035.212.433189.8245.16 mm11.6395.2()531.25(2)计算圆周速度vd1t n13.14 45.16 96010002.2699m / s6060000(3)宽度 b 及模数 mntbdd1t45.16mmmntd1t cos45.16cos14z12.19120h2.25mnt2.252.1914.93b / h9.16(4)计算纵向重合度80.318 d z1 tan0.318 1 20 tan14 1.586(5)计算载荷系数 K由表 10-2 得使用系数 K A 1，根据 v=2.27m/s,七级精度等级由图10

11、-8 查的动载系数 K v1.1 ，由表 10-4 查的 K H1.42 ，由图 10-13 查的 K F1.35 ，表 10-3 查得 KHKF=1.4K KAKVKH KH11.1 1.421.4 2.1868(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径d1 d1t 3K45.163 2.186846.62mmK t2(7)计算模数d1 cos2.26mmmnz13.按齿根弯曲强度设计2KT1Ycos2YFYS由式（ 10-17） mn 32d z1F(1) 确定参数1)计算载荷系数KKAKVKF KF1 1.11.35 1.42.0792)根据纵向重合 度1.586 ,由图 10-28查得螺旋

12、 角影 响系数Y 0.883) 计算当量齿数Z1Zv1cos321.89Z2Zv2cos3113.854) 由表 10-5 查得齿形系数为YF 1 2.72,YF 2 2.185) 应力矫正系数 :9YS 11.57, YS 21.796）由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度FE 1500MPa查得大齿轮弯曲疲劳强度FE 2 380MPa7）由图 10-18 查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命N160n1Lh60 960 5 365 16 1.682 109N 2N13.2345108i1取 KFN10.85KFN20.888）计算弯曲疲劳许用盈应力，取s=1.4，由式 10-12 得K

13、 N 1FE 1FN 1SK N 2FE 2FN 2S9）计算 YFaYSaF303.57 MPa238.86MPaYF1YS12.721.570.014067F1303.57YF2YS22.181.790.016347F 2238.86(2)设计计算2KT1Y cos2YFYSmn32d z1F3 2 2.079 205.0031030.88 cos2 140.87mm110421.6390.016337综合考虑取 m=2 mm 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d146.15mm 来计算应有的齿数d1 cos46.15 cos14Z1=23取为

14、23Z122.61mn2z2 12 0M=2mm10z2 uz11204几何尺寸的计算（1）计算几何中心距(z1 z2 )mn147.37mma2 cosa=147mm圆整后取中心距 147mmB250mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos ( z1z2 )mn13.39B155 mm2a=13.39因为值改变不多。故参数 K , ZH , a ,等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径Z1=35d1z1mn232z2139coscos47.3mmd2z2 mn1202cos246.7mmcos（4）计算齿轮宽度bd d147.3mmM=2mma=17947mm圆整后取 B250m

15、m， B155mmB272mm(二)低速级齿轮设计计算1、选择精度等级，材料和齿轮齿数B177 mm1）材料：由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为30CrMnSi( 调质处理 )硬度为 330-350HBS.=13.57大齿轮材料为 QT600-2 钢(常华处理 )硬度为 270-290HBS,硬度差为 60HBS.2）精度等级选 7 级精度3）选择小齿轮齿数为 Z1 = 25 ，则大齿轮的齿数 Z225 4 100取 1004）选取螺旋角142、按齿面接触强度计算3 2Kt T1 i 1 ZE ZH2d1tid dH(1)确定式中各值1)试取载荷系数为 Kt=2.02)由机械设计（下同）

16、图 10-30 取区域系数 ZH2.4333)由表 10-7 取齿宽系数d =1.1114)由表 10-6 查得材料弹性影响系数Z E =181.4 MPa 2 .5)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1 =730MPa.大齿轮接触疲劳强度极限lim 2 =650MPa.(9) 6) 由机械设计陈东主编 北京：电子工业出版社 2010.7P116 式 8-151.88113.2()cosZ1Z 2=1.6697)应力循环次数N160n1Lh60184.615 5 365 16 3.2345 108N 2N18.0862107i1KHN10.95由 10-19 取接

17、触疲劳寿命系数0.98KHN2接触疲劳许用应力 :取失效概率为1%.安全系数为 S=1K HN1lin 1H 1由式SK HN2lin 2H2S693.5MPa637MPa则 H H 1 H 2 =665.25Mpa2(2）计算1)小齿轮分度圆直径 .2d1t3 2K tT1 i 1 Z E ZHdidH322205.003103412.433181.4264.66mm11.69()4665.252)计算圆周速度vd1t n10.625m / s6010003)宽度 b 及模数 mnt12bdd1t64.66mmmntd1t cos64.66 cos14z12.51mm25h2.25mnt5.

18、65mmb / h11.444)计算纵向重合度0.318 d z1 tan1.9825)计算载荷系数 K由表 10-2 得使用系数 K A1，根据 v=0.625m/s,七级精度等级由图10-8 查的动载系数 K v1.05，由表 10-4 查的 K H1.42 ，由图 10-13 查的 K F1.35 ，表10-3查得 KHK F1.4K KAKVKH KH1 1.051.421.4 2.086)按实际载荷系数下的校正分度圆直径d1 d1t 3K64.663 2.0865.94mmK t27)计算模数d1 cosmn2.56mmz13.按齿根弯曲强度设计2KTY cos2YF YS1mn 3

19、由式（ 10-17）d Z12F(2) 确定参数1)计算载荷系数KKAKVKF KF1 1.051.35 1.41.98452)根据纵向重合 度1.982 ,由图 10-28查得螺旋 角影 响系数Y 0.883) 计算当量齿数13Z1Zv1cos327.37Z2Zv1cos3109.4684) 由表 10-5 查得齿形系数为YF 12.57,YF 22.185) 应力矫正系数 :YS 11.60,YS 21.796）由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度FE 1600MPa查得大齿轮弯曲疲劳强度FE 2400MPa7）由图 10-18 查弯曲疲劳寿命系数小大齿轮的寿命N160n1 Lh3.

20、2345 108N 2N18.0862107i1取 KFN10.88K FN10.968）计算弯曲疲劳许用盈应力，取s=1.4，由式 10-12 得K N 1FE 1FN 1SK N 2FE 2FN 2S9）计算YFaYSaF377. 14MPa 274.3MPaYF 1YS 10.010903F1YF 2YS 20.014226F 2(2)设计计算2KT1Y cos2YFYSmn 32d z1F143 2 1.9845 771.449103 0.88 cos2 1412520.014226 1.3mm1.669综合考虑取 m=2 mm 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

21、劳强度算得的分度圆直径d165.94mm 来计算应有的齿数d1 cos65.94 cos14Z131.9mn2经估算 Z1 取 32 中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。故取 Z1 =35z235 * 4140 ，为保证磨合均匀，故取Z 2 =139验算总传动比：i139 120233520.72（ 20.72-20.7） 20.70.054几何尺寸的计算（ 1） 计算几何中心距( z1z2 )mna179.32 mm2 cos圆整后取中心距a179mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos (z1z2 )mn13.572a因为值改变不多。故参数 K , ZH , a , 等不必修正。（3）计

22、算大小齿轮的分度圆直径z1 mn352d1cos72.01mmcosz2 mn1392d 2cos285.98mmcos圆整后 d172mm， d 2 286mm15（4）计算齿轮宽度bd d172mm圆整后取 B272mm，B177mm齿轮的结构设计与轴有关，故齿轮的结构在后面设计。16四：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：高速轴中间轴17低速轴（一） 高速轴的结构设计1已知该轴的功率P1 ，转速 n1，转矩 T1P1 =4.212KW ，n1 =960 r/min ,T1 =4.19 104 Nmm2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上小齿轮的

23、分度圆直径为 d1 47.3mmFt 12T124.19104d147.31771.67 NFrFttan n664.48 NcosFaFttan421.74N3、初步确定轴的最小直径按机械设计 中式（152）初步计算轴的最小直径， 选取轴的材料为 40cr 调质处理。根据表 15-3 ，取 C 110 ，于是得d minC 3 P1103 4.21218.00mmn960显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。按安装两个键槽处增大直径7，得 dmin19.3mmdmin19.3mm18同时选择联轴器，连轴器的计算转矩为TaK a T1 ，查表 14-1 考虑转矩的变化，取 K a =1.5，

24、则：Ta K aT1 =1.541.9 62.85N m 按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用 ML3 型梅花形弹性联轴器 （ ML3 联轴器 JA3860 GB5272 85 ）。其从JA2238动端公称转矩为90N.m,直径 22mm,则取 da 22mm ，半联轴器的长度为38mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 取 34mm。4、轴的结构（1）拟订轴上各零件的装配方案根据设计要求， 选择如图的方案， 因为轴经与小齿轮的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案。（2）根据轴向定位的要求确定各段轴的直径和长度1）。为满足半联轴器的定位要求，I-II 段右端要制出

25、一轴肩，取II-III 段的直径为 28mm， I-II 段的长度为 34mm2）。初步选择轴承因轴承同时受经向和轴向力，径向力不是很大，故选用单列的深沟球轴承，参照工作要求，根据d II III30mm，由轴承目录中初步选择中窄（3）系列，标准精度级的深沟球轴承，型号为 6306，尺寸 d D B 30mm 72mm 19mm ，故 d III IVv dV VI 36mm ,其余尺寸参见图。（3）键的选择根据机械设计课程设计表14-1 查得 I-II 处的键的代号为键 628GB1096-79（6628）。（二）中间轴的设计191已知该轴的功率P2 ，转速 n2 ，转矩 T 2P2 =3.

26、963KW ，n2 =184.615r/min ,T 2 =2.05003 10 5 Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 d1 246.7mmFt2T2205003d1661.96N246.7FrFttann623.6NcosFaFttan395.64 N该轴上小齿轮的分度圆直径为d272mmFt2T22050035694.53Nd72FrFt tann2137.52NcosFaFt tan1374.50 N3、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d minC 3 P10533.96330.57mmn1

27、84.615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d D B80mm21mm,35mm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 1245GB1096-79安装小齿轮处的键型号为键 1270GB1096-79轴上零件装配方案和尺寸如图20（三）低速轴的设计1已知该轴的功率P3 ，转速 n3 ，转矩 T3P3 =3.728KW ，n3 =46.15 r/min ,T3 =771449Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为 d1 286mmFt2T2771449 5394.75Nd286t

28、an nd min 46.480mmFrFt cos2025.00NFaFt tan1302.14 N3、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 c100，于是得d minC 3 P1003 3.72843.44mm 。n46.15安装两个键槽增大直径7，得 dmin46.480mm取 d min47mm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 HL4 的弹性柱销联轴器（ HL4 联轴器 48 112GB5014-85），主动端 d=48mm,长 L=112mm，与联轴器配合处轴长L1=108mm。查机械设计课程设计 表 1

29、5-6，选择轴承代号为 6311 的深沟球轴承，尺寸外形为 d D B 55 120 29214轴的结构设计安装大齿轮的键型号为键 1863GB1096-97安装联轴器处的键为键 14100GB1096-97轴上零件装配方案和尺寸如图五 . 轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷1.高速轴的校核1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图 :M VM HM222T1Ft11771 .67 Nd1tannFrFt cos664.48 NFaFt tan421.74N水平面上受力分析L= 206mmFNH 159.5Ft511.72 NLFNH 2146.5Ft1259.95N

30、LM HFNH1146.574966.98N mmFNV 1Fr 59.5 M a142.6NLFNV 2Fr * 146.5M a521.89NLM v1FNV 1146.520815 N mmM v2M v1M a30791N mmM 12277803.055NmmM H1M V 1M 22M V 2281044.024NmmM H 2将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1 =511.72NFNV1142.6NFNH 2 =1259.95NFNV 2521.89N弯矩 MM H74966.98N mmM V 120815N mmM V

31、 230791N mm总弯矩M 177803.055NmmM 281044.024Nmm扭矩 TT41.9N m232）.弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取0.6 ,W 0.1d 34665.6mm3轴的计算应力为M 2( T3)2ca18.187MPaW轴的材料为40cr，调质处理。由 表 15-1 查得 - 1 70MPa。因此ca-1 ，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知截面弯矩较大，仅次于，且截面受扭，截面不受扭，故确定截面为危险截面。 截面左侧W0.1d 34665.6mm3WT0.2d 39331.2mm3Mb13.82 MPawTT4.49MPaWT

32、轴的材料为 40Cr 调质由机械设计（下同）表 15-1 查得：B11735MPa355MPa200MPa有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2 查得：1.641.36又由附图 3-1 查得：24q0.88q0.91k1q (1)1.5632k1q (1)1.3276由附图 3-2，3-3 得：0.80.89轴按磨削加工，由附图3-4 查得：0.91轴未经表面处理，即：q1Kk12.0529- 1Kk1 -11.5906又由3 - 1章、3- 2章得：0.250.13S112.51KamS151.78KamSCAS S12.16 S 1.5S 2S 2因此该截面的强度是足够的。 截面右侧W0

33、.1d 39112.5mm3WT0.2d 318225 mm3Mb7.076MPawTT2.299MPaWT轴的材料为 40Cr 调质由机械设计（下同）表 15-1 查得：25B735MPa1355MPa1 200MPa有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2 查得：1.641.36又由附图 3-1 查得：q0.88q0.91k1q (1)1.5632k1q (1)1.3276由附图 3-2，3-3 得：0.740.89轴按磨削加工，由附图3-4 查得：0.91轴未经表面处理，即：q1Kk1- 12.0529Kk1-11.5906又由3 - 1章、3- 2章得：0.250.131S20.835KamS1101.22KamSCAS S20.407 S 1.5S 2S 2因此该截面的强度是足够的。高速轴强度满足要求262.中间轴的校核1），中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图 :M HM VMTFt12T11661 .96 Nd1Fr1Fttan n623.34NcosFa1Fttan395.64NFt 22T25694.53Nd227Fr 2Fttann2137.52 NcosFa 2Fttan1374.50NL=180.5FNH 1121 Ft 146 Ft 24240 .89 NLFNH 259 .5 Ft1134 .5 Ft 23115 .54 NL