课程设计1007杜阿芳

第一章概述 (2)第二章电动机选择 (3)2.1 电动机选型和结构形式 (3)2.2 电动机功率的选择 (3)第三章运动和动力参数计算 (5)3.1传动比计算与分配 (5)3.2计算传动装置和运动参数和动力参数 (5)第四章传动零件的设计计算和结构设计 (7)4.1带传动的设计 (7)4.2高速级齿轮传动设计计算 (10)4.3低速级齿轮传动设计计算 (15)第五章轴的设计 (20)5.1输出轴设计 (20)5.2中间轴结构设计 (25)5.3 输入轴结构设计 (26)第六章轴承选择与校核 (28)第七章联轴器选择、键选择与校核 (30)7.1联轴器选择 (30)7.2键选择与校核 (30)第八章箱体设计 (31)第九章润滑油及其润滑方式选择 (32)参考文献 (32)第一章概述一、设计任务书一章概述题目：展开式二级圆柱齿轮减速器设计1.总体布置简图：(1)(2)(3)三年。

(4)计进度2. 设计过程1)计算2)3)4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写3.原始数据：运输机工作轴转矩:500 N·m ；带工作速:1.2 m· s-1；卷筒直径:360 mm4.设计任务:1)选择电机型号；2)设计带传动；3)设计减速器；4)选择联轴器及其它附件。

5. 、工作量1)减速器装配图一张（0号图）；2)零件工作图三张（电机皮带轮、输出轴、输出轴上大齿轮）； 3)设计说明书一份（做好设计记录，交设计记录本）。

4、数据表由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。

结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。

第二章电动机选择2.1 电动机选型和结构形式工业上一般选用Ｙ系列三相异步电动机。

这类电动机属于全封闭自扇冷式电动机，其结构简单、工作可靠、启动性能好、价格低廉、维护方便。

适用于非易燃、非易爆、无腐蚀性和无特殊要求的机械上。

2.2 电动机功率的选择2.1工作机输出功率 工作机输出功率为P ｗkw T Pw n W 9550（2—1）式中T 为运输机滚筒60工作轴转矩，T=450Nm ；n w 为滚筒转速；由（2—1）得：2.2传动装置总功率η1为带传动效率，取96.01=η99.022=ηη轴承稀油润滑为齿轮轴轴承效率，球97.0833=ηη级精度，取为齿轮效率，、99.044=ηη器，一般取联轴器效率，刚性联轴96.055=ηη卷筒效率，取2.3所需电动机功率P d因为其电动机额定功率5.501=≥Pp p d电动机可查表的以下两种电动机故选用Y 系列三相异步电动机第三章 运动和动力参数计算3.1传动比计算与分配1传动系统总传动min rnm为电动机满载转速为滚筒转速nw2确定V 带传动的传动比i3分配各级减速器的传动比632.42=i 562.33=i3.2计算传动装置和运动参数和动力参数1各轴都 转速min 14400rnn m==6.11073.114401===in n mmin 12.239632.46.1107212r i n n === min 13.67562.312.239323r in n ===2各轴的功率kw pp d79.30==kw np p64.396.079.31001=⨯==- kw np p 42.397.096.064.32112=⨯⨯==- kw np p18.397.096.042.33223=⨯⨯==-3各轴的转矩m N nP T .13.25144079.395509550000=⨯=⨯= Nm npT 38.316.110764.395509550112=⨯=⨯=NmnPT 59.13612.23942.395509550222=⨯=⨯=Nm nP T 39.45213.6718.395509550333=⨯=⨯=第四章传动零件的设计计算和结构设计4.1带传动的设计1确定计算功率Pca由表8-7查的工作情况系数 1.1=K A169.479.31.1=⨯=⨯=P k PA ca2选择V 带带型根据P ca 、n 由图8-10选用A 型 3确定带轮的基准直径d d 并验算带速v1） 初选小带轮的基准直径d d 1由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径901=dd2） 验算带速v 按式8-13验算带的速度sm s mv n d d 78.610006014409010006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ 因为s m v s m 305 故带速适合3） 计算大带轮的基准直径根据式（8-15a ）计算大带轮的基准直径d d 2mm i d dd d 117903.112=⨯==根据表8-8圆整为mm d d 1182= 4确定v 带的中心距a 和基准长度l d 1）根据式（8-20）初定中心距a 0()()d d a d d d d d d 2102127.0+≤+ 4166.1450≤≤a 4000=∴a2）由式（8-22）计算带所需基准长度()()05.112749.056.32640024_22012210≈++⨯≈+++≈a d dd da L d d d d do π由表8-2选带的基准长度1250=l d3）按式（8-23）计算实际中心距475.467400205.112712502≈+-=-+≈L L a d da中心距变化范围98.504~73.448 5验算小带轮上的包角α1()︒≥︒--︒≈903.57180121ad d d d α ()︒≥︒≈︒⨯--︒≈9057.176475.4673.57901181801α6计算带的根数z1）计算单根V 带额定功率P r由min 1440901r n d d ==和查表8-4a 得07.10=P 根据3.1min 1440==i r n 和A 型带查表8-4b 得kw P 11.00=∆ 查表8-5得1=K α 查表8-2得93.0=K l 于是()()33.193.0111.032.193.0100=⨯⨯+=⨯⨯∆+=P PP r2）计算V 带根数z314.333.1169.4===pP rca z ∴取4根7计算单根V 带的初拉力的最小值()min 0F 由表8-3得A 型带的单位长度质量mkg q 1.0=所以()()()N q zvv K P K F ca83.961.078.641169.415.24005.2400min 78.6220=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯+⨯⨯⨯-⨯=+=αα 应使带的实际初拉力()F F 0min8计算压轴力F p 压轴力的最小值为()()N zp F F 25.27422176sin 98.353422sin 021min min=︒⨯⨯⨯==α 9带轮结构设计4.2高速级齿轮传动设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿轮圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器速度不高故选用8级精度3）材料选择。

由表10-1选择小齿数材料为Cr 40（调质）硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS 二者材料硬度差为40HBS 。

4）选小齿轮齿数221=z ，大齿轮齿数为10222632.42=⨯=z 5）选取螺旋角初选螺旋角︒=14β2按齿面接触强度设计按式（10-21）计算即[]32112⎪⎪⎭⎫⎝⎛±≥σεφαH E H uu Z Z T K d dt It（1） 确定公式内的各计算值 1）试选5.1=K t 2）计算小齿轮传递转矩m N m N nPT .138.3.6.110764.35.955.95101010451151⨯=⨯⨯=⨯=3）由表10-7选取齿宽系数1=φd4）由表10-6查的材料的弹性影响系数218.189PZ a E M=5）由图10-21按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限PaH M6002lim =σ大齿轮接触疲劳强度极限PaH M5502lim =σ6）由式10-13计算应力循环()1091595.1103008116.11076060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==L N h nj1010892443.3632.4595.1⨯=⨯=N7）由图10-19取接触疲劳寿命系数95.01=K Hn 97.02=K HN8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1001安全系数1=s 由式（10-12） 得PK aHN MsH 57060095.01lim 11=⨯==σσ[]PKaHN MsH 5.53355097.02lim 22=⨯==σσ[][][]P aM H H H 75.55125.533570221=+=+=σσσ 9）由图10-31选取区域系数43.2=Z H 10） 由图10-2676.01=εα 9.02=εα 则66.19.076.0=+=εα （2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径d It 由公式得42.36562.4562.566.11138.35.1232.232475.5518.18943.210=⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯mm dIt2）计算圆周速度sm v n d It 11.21000606.110742.361000601=⨯⨯⨯=⨯=ππ3）计算齿宽b 及模数m nt 齿高之比hb 42.3642.361=⨯==dItdb φmm ZdmItnt60.12214cos 42.36cos 1=︒⨯==βmm h 61.360,125.2=⨯=08.1061.342.36==h b 4）计算纵向重合度742.1294.022318.014tan 221318.0=⨯⨯=︒⨯⨯⨯=εβ5）计算载荷系数K已知使用系数25.1=K A 根据183.2=v 8级精度由表10-8查的13.1=K v 由表10-4用插值法查的8度精度想，小齿轮相对支承对称布置时450.1=KH β，由08.10=hb450.1=K H β查得10-13得40.1=K F β,由表10-3查得2.1==K K F H αα,故载荷系数458.2450.12.113.125.1=⨯⨯⨯==K K K K A H V A K βα6）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式（10-10a ）得mm KKd d tIt 90.425.1458.242.36331=⨯== 7）计算模数mm zdm n 89.12214cos 90.42cos 11=︒⨯==β3按齿根弯曲强度设计由式（10-17）[]32121cos 2σεφαββFSaFadn YY z Y T m k ≥（1） 确定计算参数1）计算载荷系数373.240.12.113.125.1=⨯⨯⨯==K K K K F F v A K βα 2）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限4001=σFE 大齿轮的弯曲强度极限4102=σFE3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数86.01=K FN 84.02=K FN4）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数4.1=S 由式（10-12）得[]PK aFE FN MSF 71.2454.140086.0111=⨯==σσ[]PKaFE FN MSF 2464.141084.0222=⨯==σσ5）查取齿形系数由表10-15查得72.21=Y Fa 18.22=Y Fa 6）查表应力校正系数，由表10-5查得57.11=Y sa 79.12=Y sa 7）计算大小齿轮的[]σFsa Fa Y Y 并加以比较[]017.071.24557.172.2111=⨯=σF YY sa Fa []016.024679.118.2222=⨯=σF Y Y sa Fa大齿轮的数值大（2）由公式21214cos 9.42cos 11=︒⨯==mdz nβ27.96632.4212=⨯=z4几何尺寸计算 1）计算中心距2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度mm bdd49.4449.4411=⨯==φ4.3低速级齿轮传动设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器、速度不高、故选用8级精度3）材料选择由表10-1选用小齿轮材料为40r （调质）硬度为240H BS 4）选小齿轮齿数221=z 大齿轮齿数7922562.32=⨯=z 2按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a ）进行计算即[]3211232.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±≥σεφαHHE uu Z Z T K ddt It（1） 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数5.1=K 2）计算小齿轮传递转矩m N mm N nPT .7.13.12.23942.35.955.95101010551151⨯=⨯⨯=⨯=3）由表10-7选取宽度系数1=φd4）由表10-6查的材料的弹性影响系数P M Z a M E 218.189=5）由图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限6001lim =σH 大齿轮的接触疲劳强度极限PaH M 5502lim =σ6）由式10-13计算应力循环次数()10811443.31030081112.2396060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==l n N h j1010782666.9562.3443.3⨯=⨯=N7）由图10-19取接触疲劳寿命系数95.01=K HN 98.02=K HN 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1001安全系数1=S 由式（10-12）得[]PKaHN MSH 57060095.01lim 11=⨯==σσ[]P KaHN MSH 53955098.02lim 22=⨯==σσ[][][]PaHM H H 5.5542539570221=+=+=σσσ9）由图10-26查得76.01=εα 9.02=εα 即66.19.076.021=+=+=εεεααα10） 由图10-30选取区域系数43.2=Z H （2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径[]σH It d 代入中较小的值[].60562.31562.366.1137.15.12132.23253215.5548.18943.210=±⨯⨯⨯⨯=±≥⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⎪⎪⎭⎫⎝⎛σεφαHHE u u Z Z TK ddtIt2）计算圆周速度sm v n d It 75.010006012.23929.601000601=⨯⨯⨯=⨯=ππ 3）计算齿宽bmm b dItd29.6029.601=⨯==φ4）计算齿宽与齿高之比 模数mm zdm Itt66.22214cos 29.60cos 1=︒⨯==β齿高mm h m t 98.566.225.225.2=⨯=⨯=08.1098.529.60==h b 5）计算载荷系数根据s m v 75.0=8级精度 由图10-8查得动载系数1.1=K v 由表10-4查得K h β的值与直齿轮相同故463.1=K H β由图10-13查得35.1=K F β由表10-3查得2.1==K KF H αα414.2463.12.11.125.1=⨯⨯⨯==K K K K H H V A K βα6）计算纵向重合度74.12214tan 1318.014tan 318.01=⨯︒⨯⨯=︒=z dφεβ7）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径由式（10-10a ）得mm KKd t54.705.1414.229.6029.60331=⨯=⨯= 8）计算模数m nmm zdmn11.232214cos 54.70cos 11=︒⨯==β3按齿根弯曲强度设计由式（10-17）[]3221cos 2σεφααββFSaFdn YY z Y T m K ≥（1） 强度计算参数1）计算载荷系数228.235.12.11.125.1=⨯⨯⨯==K K K K F F V A K βα 2）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限PaFEM400=σ大齿轮的弯曲强度极限PaFE M4102=σ3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数92.01=K FN 90.02=KFN4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4.1=S 由式（10-12）得[]PP K aaFE FN MM SF 875.2624.140092.0111=⨯==σσ[]PPK aaFE FN MM SF 57.2634.14109.0222=⨯==σσ5）查取齿轮系数由表10-5查得72.21=Y Fa 22,22=Y Fa 6）查取应力校正系数由表10-5查得57.11=Y sa 77.12=Y sa 7）计算大小齿轮的[]σFsa Fa Y Y 并加以比较[]016.057.26357.127.2111=⨯=σF YY sa Fa[]015.057.26377.122.2222=⨯=σF YY sa Fa大齿轮的数值大 （2） 设计计算72.2016.0137.1228.223252210=⨯⨯⨯⨯⨯≥mn对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的描述m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力反与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的模数 2.72并就近圆整为标准值2=m 按接触强度算得的分度圆直径54.701=d 算出小齿轮齿数51.23354.7011===mdz大齿轮齿数4.8524562.32=⨯=z4几何尺寸计算 （1） 计算中心距175mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角β值改变不多，故参数z k Hβαε等不必修正 （3） 计算分度圆直径（4） 计算齿轮宽度第五章轴的设计5.1输出轴设计1求输出轴的功率P 3转速n 3和转矩T 3 kw P 18.33= min 13.673r n = min 4523903N T = 2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为mm d 47.2472=圆周力N dT F t 12.365647.2474523902223=⨯==径向力N n tr F F 97.3737''42'3719cos 20tan 12.3656cos tan =︒︒⨯==βα轴向力N F F t a 6.1302''42'3719tan 12.3656tan =︒⨯==β 3初步确定轴的在校直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。