SW036-二级斜齿说明书整理好V带9-1资料

设计说明书题目减速器设计姓名______________学号______________指导教师______________职称______________目录一. 设计要求 (1)二. 设计内容 (1)三. 设计步骤 (1)四.传动装置总体设计方案 (2)4.1 传动简图 (2)4.2 电动机的选择 (2)4.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (4)4.4 计算传动装置的运动和动力参数 (4)4.5 V带的设计 (5)4.6齿轮的设计 (7)4.6.1高速级齿轮传动的设计计算 (7)4.6.2 低速级齿轮传动的设计计算 (10)五、三个轴的设计及校核 (15)5.1输入轴的设计 (15)5.2输入轴的校核 (18)5.3中速轴的设计 (21)5.4中速轴的校核 (23)5.5输出轴的设计 (26)5.6输出轴的校核 (27)六、键的设计和校核 (30)6.1输入轴键计算和校核 (30)6.2 中间轴键选择与校核 (30)6.3 输出轴键选择与校核 (30)七．轴承的计算和校核 (31)7.1 输入轴的轴承计算与校核 (31)7.2 中间轴的轴承计算与校核 (32)7.3 输出轴的轴承计算与校核 (33)八．箱体结构的设计 (33)九润滑密封设计 (36)十联轴器设计 (37)十一附属零件设计 (37)设计心得 (39)参考文献 (40)一. 设计要求设计课题:设计一用于汽车发动机装配车间的皮带输送机.运输机连续单向运转,工作时有轻微振动,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),工作年限5年，班制2班，在常温下工作，平稳，单件，一年300天，每天8小时表1-1（原始数据）二. 设计内容1.减速器装配图一张。

2.零件图2张。

3.设计说明书一份。

三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计四.传动装置总体设计方案 4.1 传动简图1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级。

图4-1（传动系统图）根据文献[1]（《机械设计 机械设计基础课程设计指导》赵又红 周知进主编 辽中南大学出版社）附表2—3确定部分效率如下： V 带效率：10.96η=滚动轴承（每对）：20.98η=（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承） 圆柱齿轮传动：30.96η=（精度7级） 传动滚筒效率：96.04=η 弹性联轴器：50.99η=（1个）电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率:4242123450.960.980.960.960.990.77ηηηηηη=⋅⋅⋅⋅=⨯⨯⨯⨯=4.2 电动机的选择工作机卷筒上所需功率Pw48/min w n r =w T =9550955048w w w w P P n η=⨯ =400N·m 1.93wP KW =电动机所需工作功率为： a 1.932.510.77waP P KW η===经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝9～25，则总传动比合理范围为i ＝18～100，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n ＝（18～100）×48＝864～4800r/min 。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3KW 满载转速=m n 1420r/min ，同步转速1500r/min 。

图4-2（电机简图）4-1（电机参数和传动比分配）4.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为a i ＝n /n ＝1420/48＝29.58为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i 0=2.35 (实际传动比要在设计V 带轮传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算)，则减速器的传动比为：012.6ai i i == （2）合理分配各级传动比由于减速箱是展开布置，所以21)5.1~3.1(i i =，取高速级传动比121.4i i =，由21221.4i i i i =⋅=得低速级传动比为23i ==。

从而高速级传动比为121.4 1.43 4.2i i ==⨯=。

表4-2（传动比分配）4.4 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速 I n ＝m n / 0i ＝604r/min Ⅱn ＝1/　Ⅰi n ＝144r/min Ⅲn ＝ Ⅱn / 2i ＝48r/minⅣn =Ⅲn =48r/min（2） 各轴输入功率ⅠP ＝d p ×1η＝2.51×0.96＝2.41kWⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝2.41×0.98×0.96＝2.27kW ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝2.27×0.98×0.96＝2.13kWⅣP ＝ⅢP ×η2×η5=2.13×0.98×0.96＝2.01kW（3） 各轴输入转矩 1T =d T ×0i ×1η N·m 电动机轴的输出转矩d T =9550mdn P =16.88N.m· 所以: ⅠT =955011P n =38.11N·m ⅡT ＝955022P n =150.55N·m ⅢT ＝955033P n =423.78N·m ⅣT =955044P n =399.91N·m 表4-3（运动和动力参数）4.5 V 带的设计根据电动机功率为2.51kW ，电动机转速1420 r/min ，V 带理论传动比=i 2.35设计计算如下：（1）确定计算功率Pca =KA ·Pd根据1班制工作，每班8小时，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限5年。

<由[1]P156表8-7> 查得工作系数KA=1 Pca =KA ×Pd=2.51kW （2）选取普通V 带带型根据Pca ，n1确定选用普通V 带A 型。

（3）确定带轮基准直径 dd1和dd2 1. 初选小带轮基准直径dd1=90mm 2. 验算带速116.69m/s 601000d d n v π==⨯因为5m/s<V<25m/s ，故带的速度合适。

3. 计算dd2dd21211.5d i d mm =⋅=<根据[1]P157表8-8> ，取dd2 =212mm （4）确定普V 带的基准长度和传动中心距 根据0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2） 初步确定中心距 a 0 =650mm2210120()2()24d d d d d d d L a d d a π-=+++1680.58mm = <根据[1]P147表8-2> 取Ld = 1800 mm 计算实际中心距 006602d d L L a a mm -≈+=（5）验算主轮上的包角 <由[1]P148式(8-6)>()︒⨯--︒=3.57180121a d d d d α=169.41︒故主动轮上的包角合适 （6）计算V 带的根数Z <由[1]P158式(8-22)>01()cal P Z P P K K α=+∆P0 —基本额定功率 P1=0.98(kW) ∆P1—额定功率的增量 ΔP1=0.02(kW) αK —包角修正系数K α=0.95lK —长度系数 KL=0.9600=3()cal P Z P P K K α=+∆取Z=3根（7）计算预紧力 F0 <由[1]P158式(8-27)> 得20)15.2(500qv K Zv P F ca +-=αV 带单位长度质量 <由P147[1] 表8-3> q=0.10 kg/m()20min 2.5500(1)=101.46N ca P F qv Zv K α=-+ 应使带的实际出拉力()min 00F F >（8）计算压轴力FP <由式[1] P158(8-24)> 得()100min 2sin606.16N 2P v F Z F α== （9）带轮材料及结构带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200。

小带轮结构推荐使用实心式结构, 大带轮结构推荐使用腹板式结构4.6齿轮的设计4.6.1高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮 （1） 齿轮材料及热处理① 材料：高速级小齿轮选用40Cr 钢调质，齿面硬度为小齿轮 HB250 取小齿齿数1Z =21高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 HB216 Z 2=i ×Z 1=92 ② 齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131)][(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα⨯±⨯≥确定各参数的值: ①试选t K =1.6查课本215P 图10-30 选取区域系数 Z H =2.433 由课本214P 图10-26 78.01=αε 82.02=αε则6.182.078.0=+=αε②由课本202P 公式10-13计算应力值环数N 1=60n 1j h L =60×604×1×（3×5×300×8） =1.54×109h N 2 =0.35×109h③查课本203P 10-19图得：K 1HN =0.93 K 2HN =0.96 ④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用202P 公式10-12得: [H σ]1=SK H HN 1lim 1σ=0.93×550=511.5 MPa[H σ]2=SK H HN 2lim 2σ=0.96×450=432 MPa 许用接触应力MPa H H H 75.4712/)4325.511(2/)][]([][21=+=+=σσσ⑤查课本由198P 表10-6得：E Z =189.8MP a 由201P 表10-7得: d φ=1.15T=95.5×105×11/n P =1.34×104N.mm 3.分度圆直径和模数计算：①小齿轮的分度圆直径d t 12131)][(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα⨯+⨯≥=240.84mm =②计算圆周速度υ=⨯=10006011　n d t πυ 3.1440.846041.39/601000m s ⨯⨯=⨯③计算齿宽b 和模数nt m计算齿宽bb=t d d 1⨯φ=47mm 计算摸数m n 初选螺旋角β=15︒nt m =11cos 40.84cos151.8721t d Z β⨯== ④计算齿宽与高之比h b齿高h=2.25 nt m =2.25×1.87=4.2mmh b =474.2 =11.2⑤计算纵向重合度βε=0.3181Z Φd tan 0.318 1.1521tan15β=⨯⨯⨯ =2.15⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1根据 1.39/v m s =,7级精度, 查课本由192P 表10-8得 动载系数K V =1.01,查课本由194P 表10-4得K βH 的计算公式: K βH =)6.01(18.012.12d φ++ 2d φ⨯+0.23×103-×b =1.56查课本由195P 表10-13得: K βF =1.51 查课本由193P 表10-3 得: K αH =αF K =1.27 故载荷系数:K ＝K K K αH K βH =1×1.01×1.27×1.56=2 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t1tK K /3=40.84×=43.86mm ⑧计算模数n mn m =11cos 43.86cos152.00521d mm Z β⨯==圆整取2 4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n m ≥)][(cos 212213F S F ad Y Y Z Y KT σεφββ∂∂① 确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩＝38.11N·m确定齿数z取z ＝21，z ＝i z ＝92 ② 计算当量齿数z ＝z /cos ＝21/ cos 315︒＝ 23.91 z ＝z /cos＝92/ cos 315︒＝104.76③ 初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1.15④ 初选螺旋角 初定螺旋角＝15⑤ 载荷系数KK ＝K K K αH K βH =1×1.01×1.27×1.56=2 ⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y查课本由197P 表10-5得: 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（2111Z Z +）]βcos ＝[1.88－3.2×（1/21＋1/92）]×cos15︒＝1.64 ＝arctg （tg/cos ）＝arctg （tg20/cos16︒）＝20.64690＝14.07609因为＝/cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos /＝0.71⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度＝47sin162o π⨯⨯＝2.15Y ＝1－＝0.87⑨ 计算大小齿轮的][F S F F Y σαα安全系数由表查得S ＝1.25工作寿命3班制，5年，每年工作300天N 1=60n 1j h L =60×604×1×（3×5×300×8） =1.54×109h N 2 =0.35×109h查课本由204P 表10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮a FF MP 5001=σ 大齿轮a FF MP 3802=σ 查课本由197P 表10-18得弯曲疲劳寿命系数: K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4[F σ]1=14.3074.150086.011=⨯=S K FF FN σ [F σ]2=43.2524.138093.022=⨯=S K FF FN σ 01347.014.307596.1592.2][111=⨯=F S F F Y σαα01554.043.252774.1211.2][222=⨯=F S F F Y σαα（2）重要数据的设计和计算： ① 计算模数② n m ≥)][(cos 212213F S F ad Y Y Z Y KT σεφββ∂∂=1.98mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 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 n =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 1=43.86mm 来计算应有的齿数.于是由:z 1=43.86cos15n m ︒⨯=21那么z 2=92③ 几何尺寸计算 计算中心距 a=βcos 2)(21n m z z +=(2192)22cos15︒+⨯=118mm 将中心距圆整为118mm按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos 12()(21118)2arccos 15.5822118n m α︒Z +Z +⨯==⨯因β值改变较多,故参数αε,βk ,h Z 需要修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径d 1=1212cos15.58?cos n z m β⨯==43.86mma=βcos 2)(21nm z z +推出12cos15.58292n nax z m m z -==d 2=2922cos cos15.58n z m β⨯==192.14mm 计算齿轮宽度 B=147d mm Φ= 圆整的 247B =152B =4.6.2 低速级齿轮传动的设计计算⑴ 材料：低速级小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为小齿轮 HB250 取小齿齿数1Z =21速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮HB216 z 2=3.19×22=70.18 取z 2=62 ⑵ 齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。