一级斜齿圆柱齿轮减速器减速传动装置设计_斜齿圆柱齿轮减速器

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图纸qq 271562317

机械设计课程设计任务书

一、设计题目 带式运输机的减速传动装置设计

二、具体要求

⑴

原始数据：

传动带鼓轮转速n=175 r/min 鼓轮轴输入功率P=4.5KW 使用年限６年

三、传动方案

图纸qq 271562317 1．传动方案的分析及论证

原理图如下图所示，该传动方案是常见的减速方案，高速级采用三角带轮传动，低速级采用一级圆柱齿轮减速器，该传动方案传递效率高，结构紧凑，制造简单，通用性好，承载能力强，具有过载保护能力，价格便宜，标准化程度高，能大幅降低成本。

V带有缓冲吸振作用，能在振动环境中工作，能减小振动对工作机及减速器带来的影响，减速器部分为闭式传动，传递效率高，不受环境灰尘影响。

2．电动机选择

工作条件场合有三相电源，采用Y系列三相交流异步电动机，计算工作机所需功率：

pw4.5KW

工作机所需转速：

n175R/min

计算传动装置总效率：

 V带传动效率 10.96 齿轮传动效率 20.97

12324

联轴器效率 30.99

图纸qq 271562317 轴承效率 40.99

所以 电动机的输出功率：Pd

0.9035

PdPW4.50.90354.98Kw

取 Pd5.5KW

选择电动机为Y132S－4型（见［2］表20-1）技术数据：额定功率：5.5（Kw）额定转速：1440（rmin）

3.传动装置的运动和动力参数的选择和计算 3.1 总传动比和各级传动比分配：

i总nmnw14401758.229i1i2

其中：i2为齿轮传动比，i1为V带传动比，取：i12.5,i23.29；

3.2 各轴传动装置的运动和动力参数

1）高速轴：P1Pd1235.175kW；

n1576r/min ； T19550P1n195505.17557685.8Nm；

2）低速轴：P223P14.97kW；

n2n1/4.8175r/min ； T29550P2n295504.97175271.2Nm；

4.V带传动的设计 1 确定计算功率 Pca

图纸qq 271562317 由书表8-7得：Ka1.故PcaKAP5.51.16.05Kw 2 选V带带型 根据Pca6.05Kw，n1440rmin

由〔1〕图8-11得：选择SPA型带 3 确定带轮基准直径dd并验算带速v 1）由〔1〕表8-6 8-8 取小带轮基准直径dd1100mm 2）验算带速v：vdd1n1601000s3.141001440601000s7.54m/s

因为5mv30m 所以合适

3）根据〔1〕8-15a得：dd2dd1i250mm

由〔1〕表8-8，确定为250mm 4 确定V带中心距a和基准长度Ld 据式 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)

a0(245,70 m0m)

取a0由〔1〕式8-22，计算所需基准长度

Ld02a0600mm

2(dd1dd2)(dd2dd1)4a021758.8mm

选取基准长度Ld1800mm 按〔1〕式8-23，计算实际中心距

aa0LdLd0260018001758.82620.56mm

变动范围amina0.015Ld593.56mm

a0.03Ld674.m5 m6

amax5 验算小带轮的包角

180(dd2dd1)57.3a166.190计算带的根数 1）计算单根Pr

由dd1100mm和n1440rmin根据〔1〕表8-4a得P01.93Kw 根据n1440rmin，i2.5，SPA型带，由〔1〕表8-4b得P00.4Kw 〔1〕表8-5得：K0.95，表

8-2得：KL0.95

图纸qq 271562317 Pr(P0P0)KLK2.1Kw

2）V带根数 ZPcaPr2.34根 取Z＝3 7 计算单根V带的初拉力的最小值 根据〔1〕表8-3 SPA型带取q0.12kg所以(F0)min500(2.5K)PcaKZv2m

qv331.43N8 计算压轴力Fp

(Fp)min2Z(F0)minsin121340.69N

5.齿轮传动设计(斜齿传动）5.1 选精度等级、材料及齿数

1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮 小齿轮材料：45钢调质

HBS1=280 接触疲劳强度极限Hlim1600MPa

（由[1]P207图10-21d）弯曲疲劳强度极限FE1550 Mpa

（由[1]P204图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火

HBS2=240 接触疲劳强度极限Hlim2550 MPa

（由[1]P206图10-21c）

弯曲疲劳强度极限FE2380 Mpa

（由[1]P204图10-20b）2）精度等级选用7级精度 3）初选小齿轮齿数Z121

大齿轮齿数Z2 = Z1ih'= 21×3.29=69.1 取 70 4）初选螺旋角t15 按齿面接触强度设计

计算公式：

d1t32KtT1u1ZEZHduH（由[1]P216式10-21）

21）确定公式内的各计算参数数值

图纸qq 271562317 初选载荷系数Kt1.6

小齿轮传递的转矩T1T85799.6 N·mm 齿宽系数d1.0

（由[1]P201表10-7）

材料的弹性影响系数 ZE189.8 Mpa1/

2（由[1]P198表10-6）区域系数ZH2.42

（由[1]P215图10-30）

10.78，20.88

（由[1]P214图10-26）

121.66 应力循环次数

N160n1jLh605761(283006)

9.9510N1ih8

9N281.3103.0210

3.29接触疲劳寿命系数KHN10.9KHN20.9 4（由[1]P203图10-19）接触疲劳许用应力

取安全系数SH1

[]H1[]H2KHN1Hlim1SKHN2Hlim2S0.9360010.945501564MPa

517MPa

∴ 取H517Mpa

1．计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t32KtTμ1ZHZE2()dμ[]H21.685799.61.01.663.2913.292.42189.851723()

图纸qq 271562317

=55.44mm（2）计算圆周速度

d1tn55.44576布系数KH布系数KF v6010006010001.67mm/s（3）计算齿宽b及模数mnt

bdd1t1.055.4455.44

mm md1tcoscos14ntZ55.44242.549

1h2.25mnt2.252.5495.735mm

b/h=9.66 ﹙4﹚计算纵向重合度

=2.0932（5）计算载荷系数 KHKAKVKHKH

错误！未找到引用源。使用系数KA

根据电动机驱动得KA1.0 错误！未找到引用源。动载系数KV

根据v=1.67m/s、7级精度 1 错误！未找到引用源。按齿面接触强度计算时的齿向载荷分 根据小齿轮相对支承为对称布置、7级精度、d=1.0、b55.44

mm，得

K0.18(10.6φ2H1.12d)φ2d0.23103b

=1.42 错误！未找到引用源。按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分

图纸qq 271562317 根据b/h=9.66、KH1.42 KF1.42

错误！未找到引用源。齿向载荷分配系数KH、KF 假设KAFt/b100N/mm，根据7级精度，软齿面传动，得

KHKF1.45

∴KHKAKVKHKH=2.267（6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 d1

d1d1t3KH/Kt55.4432.267/1.662.24mm（7）计算模数mn

mnd1cosz1262.24cos14212.77

三 按齿根弯曲强度设计 mn32KTYcos2dZ12YFaYSa[]Fmax确定计算参数（1）计算载荷系数K

KKAKVKFKF2.26

（2）螺旋角影响系数Y

根据纵向重合系数2.0932，得

Y0.91（3）弯曲疲劳系数KFN

图纸qq 271562317 得

KFN10.86

KFN20.8 7（4）计算弯曲疲劳许用应力[]F

取弯曲疲劳安全系数S=1.2 得

[]F1[]F2KFN1FE1SKFN2FE2S358.33MPa

275.5MPa

（5）计算当量齿数ZV

ZV1Z1cos321cos14323.3

取24 ZV2Z2cos370cos14377.67

取78（6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα

得

YFa12.57

YFa22.16

YSa21.82

YFaYSa[]FYSa11.59

（7）计算大小齿轮的YFa1YSa1[]F1YFa2YSa2[]F2 并加以比较

0.014254

0.014269

比较

YFa1YSa1[]F1

YFa2YSa2[]F2

所以大齿轮的数值大，故取0.014269。

图纸qq 271562317 2 计算

mn32KTYcos2YFaYSa[]FdZ21 max=1.86mm 取2 四 分析对比计算结果

对比计算结果，取mn=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=来计算应有的Z1Z2

Z1d1cosmn62.24cos142.030.06

取Z131 Z2uZ13.2931103 取Z2103 需满足Z1、Z2互质

五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿a a(Z1Z2)mn2cos(31103)22cos14138.73mm

将a圆整为140mm 按圆整后的中心距修正螺旋角β

arccos(Z1Z2)mn2a16.835计算大小齿轮的分度圆直径d1、dd1Z1mncosZ2mncos312cos16.83564.776mm d21032.0cos16.835215.224mm

图纸qq 271562317 4计算齿宽度

B=dd31.064.7764.77mm 取B1=70mm，B2＝65mm 轴的设计

6.1高速轴的设计

1）.已知输入轴上的功率P、转速n 和转矩T 1）高速轴：P1Pd1235.175kW；

n1576r/min ； T19550P1n195505.17557685.8Nm；

材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取35Mpa C=108。2）确定轴的最小直径

dmin108dmin25mm35.257622mm，（外伸轴，C=108），根据联轴器参数选择；

轴最小直径处与带轮配合，取配合的毂孔长度L ＝38mm 3）结构设计

1）拟定轴上零件的装配方 采用图示的装配方案

4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d2=d1+（3~5）mm d28因为带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以

2查手册85页表7-12取d228，L2=m+e+l+5=55。

32d3=d2+(2~3)mm，d3段装配轴承且dd，所以查手册62页表6-1取d30。

3选用30306轴承。

图纸qq 271562317 L3=B++2=21。

d段主要是定位轴承，d4=d3+（5~10）mm，取d定后在确定。

d齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： 345437。L4根据箱体内壁线确edfd24t12.5mm查手册

51页表4-1得：不做成齿轮轴形式

d段装配轴承所以

d6d330

65)校核该轴：

L1=63.3

L2=63.3

作用在齿轮上的圆周力为：Ft2T1d12649N

径向力为FrFttg1007.4N

轴向力FaFttg801.6N

求垂直面的支反力：

F1Vl2Frl1l2177.7N

F2VFrF1V1185N

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

Mv1F1vl111.2N.m

Mv2Fv2l275N.m '求水平面的支承力：

F1Hl2l1l2Ft1324N F2HFtF1H1324N 求并绘制水平面弯矩图：

MHF1Hl1483.7N.m

求合成弯矩图：

M1M2MV1MH84.6N.m MV2MH112.5N.m 2222求危险截面当量弯矩：

图纸qq 271562317 从图可见，m-m处截面最危险，其合成弯矩为：（取折合系数0.6）

M2a(T)/W24.4Mpa 2所以该轴是安全的。6.2低速轴的设计 低速轴的设计： ⑴确定各轴段直径

①计算最小轴段直径。

因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：

d1C3P2n232.9mm

同时，需要选取联轴器，跟据联轴器孔径来确定轴径，TKT查〔2〕269表17-1取K1.5TKT1.5271.2手册94页表8-7选用型号为HL3的弹性柱销联轴器。

并且考虑到该轴段上开有键槽，因此取 CAACA406.8Nm查d135mm ,长度L1＝58mm.42mm②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径d2。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取d242mm。③设计轴段d，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采3轴承定位。选轴承30309。d3d745mm ,L3=51.8mm ④设计轴段d4，考虑到挡油环轴向定位，故取d450, L4=61mm ⑤设计另一端轴颈d6，取d559mm，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。

⑵确定各轴段长度。

l1有联轴器的尺寸决定l1L58mm(后面将会讲到).l2meL550

图纸qq 271562317 因为mLB254251019mm,所以l2meL550mm

2其它各轴段长度由结构决定。（4）．校核该轴和轴承：

求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

作用在齿轮上的圆周力：

Ft2T2d42649N

径向力：FrFttg2649tg201007.4N 轴向力：Fa801.6N

求水平面的支承力。

F1Hl2Ftl1l21324.6N

F2HFtF1H1324.6N

计算、绘制水平面弯矩图。

MH188.7N.m

求垂直面的支反力：

F1Vl2FrFad/2l1l2143.9N

F2VFrF1V1151.3N

计算垂直弯矩：

Mv1F2vl29.6N.m Mv2F2vl276.7N.m

合成弯矩。

M188.7N.m

M2116.9N.m

扭转切应力是脉动循环变应力，则折合系数0.6，则

轴的计算应力：

caM1T3W16.02Mpa

图纸qq 271562317 轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：因此 ca1，160Mpa，故安全。

六．精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面

校核危险截面左侧：

抗弯截面系数：W0.1d30.14036400mm3 抗扭截面系数：WT0.2d312800mm3 弯矩及弯曲应力：M42532Nmm

b 6.6M5paW扭矩及扭转切应力：T271191Nmm

TTWTM 21.M2pa轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：

b640Mpa，1275Mpa，1155Mpa

应力集中系数：T1.31 rd2500.004，Dd59501.08，查附表3-2得：2.0，由附表3-1得轴的敏性系数为：

q0.82，q0.8

5故有效应力集中系数：

k1q11.82 k1q11.2635 由附图3-2得尺寸系数：0.67 由附图3-3得扭转尺寸系数：0.82 查附图3-4表面质量系数为：0.92 轴未经表面强化处理，则：q1 综合系数值：

Kk111.820.67112.8 00.92图纸qq 271562317 Kk111.260.821 711.620.92碳钢的特性系数：

0.1

0.050.，取：20.15 0，取：.10.08

则计算安全系数Sca，得：

S1Kam14.76

S1Kam4.28

ScaSSSS224.11S1.5

轴左截面安全

3．校核危险截面右侧

抗弯截面系数：W0.1d30.150312500mm3

3抗扭截面系数：WT0.2d25000mm

弯矩及弯曲应力：M42532Nmm

b3.4Mpa W

扭矩及扭转切应力：T271191.8Nmm

M

TTWT10.M8pa

过盈配合处的k值，由附表3-8用插入法求出，并取 k0.8k，于是得：

k3.1，k2.48



轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：

0.9

2故得综合系数为：

图纸qq 271562317 Kkk113.18 7K112.567

所以轴在危险截面右侧的安全系数为：

S1Kam25.4S1Kam5.4

ScaSSSS225.27S1.5

故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。（5）．

7、轴承的校核低速轴轴承校核

由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴 轴承30309的校核

求两轴承受到的径向载荷 径向力Fr1FH1FV11332N，Fr222FH2FV21755N

22查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37，Cr63.0kN 派生力Fd1Fr12Y475.8N，Fd2Fr22Y626.8N

轴向力Fa801.4，右侧轴承压紧 由于FaFd11277.47NFd1，所以轴向力为Fa11277.4N，Fa2626.8N 当量载荷 由于Fa1Fr10.95e，Fa2Fr20.357e，所以XA0.4，YA1.6，XB1，YB0。

由于为一般载荷，所以载荷系数为fp1.1，故当量载荷为

P1fp(XAFr1YAFa1)2834.5NP2fp(XBFr2YBFa2)1930.5N，图纸qq 271562317 轴承寿命的校核

Lh110660n3106(CrP1CrP2)5.510h34560h6

Lh260n3()1.9910h34560h

6键的设计与校核:（1）低速轴齿轮处的键校核：

因为d=50装联轴器查课本153页表10-9选键为bh:149查课本155页表10-10得100120 b因为L1=90初选键长为,校核4Tdlh4271.2103505618957.4Mpab所以所选键为:bhl:201290 安全合格。

（3）低速轴联轴器处的键校核：

因为d=80装联轴器查课本153页表10-9选键为bh:108查课本155页表10-10得100120 b因为L1=56初选键长为,校核4Tdlh4271.2103505610858.9Mpab所以所选键为:bhl:10856 安全合格。

9.润滑方式的确定

因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1.5~2)10mm.r/min5，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

10箱体尺寸

由［机械设计课程设计手册p173］查得 箱体尺寸: 由［2］p173查得

箱座壁厚：0.025a238mm，所以，取15mm。

图纸qq 271562317

箱盖壁厚：10.025a2311.2mm，所以，取18mm。

箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：bb11.5112mm;b22.520mm 箱座、箱盖的肋厚：mm10.85120mm 轴承旁凸台的半径：R1c2

轴承盖外径：D2D(5~5.5)d3（其中，D为轴承外径，d3为轴承盖螺钉的直径）。

中心高：

H大齿轮顶圆半径(30~50)mm20mm266mm

266mm取：；

地脚螺钉的直径：df30mm（因为：a1242mm）；数目：4。轴承旁联接螺栓的直径：d10.75df20mm；

箱盖、箱座联接螺栓的直径：d20.5df8mm,间距l160mm 轴承盖螺钉的直径：d30.5df12mm,数目：4； 窥视孔盖板螺钉的直径：d58mm。

df,d1,d2至箱外壁的距离：c1f25mm;c1118mm;c1216mmdf,d2至凸缘边缘的距离：c2f23mm;c2116mm;c2214mm。

外箱壁到轴承座端面的距离：l1c11c21640mm。

齿轮顶圆与内箱壁距离：11.29.6mm，取：112.5mm。齿轮端面与内箱壁距离：218mm，取：230mm。

图纸qq 271562317 致谢

图纸qq 271562317 参考文献：

［1］徐锦康 主编 《机械设计》 机械工业出版社 2003 ［2］陆玉 何在洲 佟延伟 主编 《机械设计课程设计》第3版 机械工业出版社

2005 [3] 机械设计手册编辑委员会.机械设计手册（1-2）第三版[M].北京：机械工业出版社，2004