设计带式传动运输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器毕业设计.doc

1、 目录一、传动方案的分析和拟定.2二、电动机的选择计算.3三、传动装置运动参数及动力参数计算，总传动比及分配各级的传动比. . 3四、传动零件的设计计算.5五、轴系零件的设计计算14五a、初算轴的直径14五b、联轴器的选择14五c、键联接的选择及计算.15五d、滚动轴承的选择及校核计算17五e、轴的较核19九：润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定25十：箱体及附件的结构设计和选择26十一：设计小结27十二：参考资料29设计计算与说明主要结果一、传动方案的分析和拟定设计题目：设计带式传动运输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器设计数据及工作条件：F=5500N；V=0.45m/s;D=380mm

2、;生产规模；单件；工作环境：稍有灰尘；载荷特性：有较大冲击；工作年限：5年2班制。因载荷冲击较大，所以外传动选择带轮。设计计算与说明主要结果二、电动机的选择计算1、电动机类型的选择： 2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带4轴承2齿轮联轴器滚筒 =0.950.9840.980.990.96=0.7998(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=55000.45/10000.7998=2.475KW 由表16-1选取电机功率为4KW3、电动机转速的选择：选用1000 r/min，由表16-1；由表16-2，电机H=132mm,外伸轴径为38mm，轴外伸长为80mm。三、传动

3、装置运动参数及动力参数计算，总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/22.62=42.44分配各级伟动比i带=3 i减速器=42.44/3=14.15i1=4.288i2=14.15/4.288=3.32动装置运动参数及动力参数（1）计算各轴转速nI=n电机/i=320r/minnII=nI/i1=320/4.288=74.63(r/min)nIII=nII/i2=74.63/3.3=22.61(r/min)n=nIII=22.61(r/min)(2) 计算各轴的功率PI=Pd带=3.09450.95=2.940KWPII=PI齿轮轴承=2.9400.980.98=

4、2.823KWPIII=PII轴承齿轮=2.8230.980.98=2.712KWP=P轴承连轴器=2.7120.980.99=2.613KW（3）各轴的输入转矩 TI=9.55106PI/nI=87.741NmTII=9.55106PII/nII=361.244 NmTIII=9.55106PIII/nIII=1158.165 NmT=9.55106P/n=1111.280 Nm（4）将各个数据列成表参数轴名轴出功率P（KW）转速n(r/min)输出转矩T（N.M）i轴I2.94092087.7414.288轴II2.82374.63361.2443.3轴III2.71222.611158.

5、28轴2.63122.611111.2801 四、传动零件的设计计算V带轮设计普通V带传动，额定功率P=4KW，主动轮转速n1=960r/min，从动轮n2=320r/min,2班制。Y系列三相异步电动机Nw=22.62 r/min总=0.7998P工作=2.475KW电机型号选择：Y132M1-6i带=3i减速器=42.44/3=14.15i1=4.288i2=14.15/4.288=3.3设计计算与说明主要结果（1）确定功率：由表2-5得：kA=1.3PC=KAP=1.34=5.2KW 由图2-7初选B型带（2）由表2-6取dd1=132mm，取=0.02 由式2-9： dd2=n1/n2

6、dd1（1- ）=31320.98=388.08mm 取dd2=400mm（3）计算带速：V=dd1n1/601000=6.64m/s，v在525范围内，故带速合适。（4）确定带长和中心矩：由式2-15，a0范围在372041064，初选a0=500mm，则带长L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =1871.6mm查表2-4，取Ld=2000mm，则中心距aa0+Ld-L0/2=564mm（5）验算小带轮包角1 1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（400-/132）57.30 =152.801200（适用）参考机械设计（基础篇）设计计

7、算与说明主要结果（6）确定带的根数：根据表2-1，P1=1.86KW根据表2-2，P1=0.083KW根据表2-3，K=0.9256根据表2-4，KL=0.98 由式Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =5.2/(1.86+0.083) 0.92560.98 =2.95取Z=3（7）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2 =230N（8）计算压轴力： FQ=2ZF0sin1/2=1314N高速级齿轮传动高速级输入功率P=2.940KW，转速n=320r/min，传动比i=4.288，每天工作16小时，有较大冲击带根数为Z=3设计计算与说明主要结果（1）选择齿轮

8、材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为217255HBS，取235HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度169217HBS，取200HBS。 1由图3-6：=590Mpa, =550 Mpa;由图3-7 =230 Mpa，=210 Mpa 2计算应力循环次数N， N1=60ant=601320（530016）=4.608108 N2=N1/i=1.075108 3.计算许用应力：表3-2，=1，=1.3；图3-8，=1，=1 由式3-1：=（）/=590Mpa，=550Mpa 由式3-2：=（Y）/=354Mpa，=323MPa参考机械设

9、计（基础篇）大齿轮材料45调质钢小齿轮材料45钢，正火=590Mpa=550Mpa=354Mpa=323MPa设计计算与说明主要结果（2）初确定齿轮基本参数和尺寸1. 小齿轮转矩T1，T1=87741Nmm2.选择齿轮类型和精度等级：由于是低载中速，斜齿圆柱齿轮，精度等级为7级，3.初步计算齿轮尺寸初选参数：=14，Z1=30，Z2=Z1i=129，=0。由表3-6，=1 表3-4，k=1.7;图3-15，ZH=2.43；表3-5， ZE=188.0Mpa，Z=0.80，Z=0.985，=550Mpa则由图3-14 =54.02mm模数m=d1cos/z1=1.747mm按表3-7，取标准模数

10、m=2mm，则中心距 a=m/2(Z1+Z2)=163.87mm 取165mm调整：=arccosm/2a(Z1+Z2)=152955计算分度圆直径：d1 =mZ1/cos =62.264mm斜齿圆柱齿轮，精度等级为7级，模数m=2mm中心距a=165mm =152955设计计算与说明主要结果d2 =mZ2/cos =262.736mm4计算齿轮的圆周速度V V=d1n1/601000=1.043m/s5计算齿宽大齿轮：b2=b=dd1=62.264mm，取63mm小齿轮：b1=b2+（510）=70.264，取71mm（3）验算齿轮的弯曲疲劳强度计算当量齿数：=33.53 =144.16查图

11、3-18：KF1=2.58，KF2=2.18，查图3-19：Ysa1= 1.64，Ysa2=1.83，取Y=0.68，Y=0.88则弯曲应力：F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=97.42MpaFP1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=108.70MpaFP2则两齿轮满足强度要求。d1=62.264mmd2=262.736mmV=1.043m/s齿宽:b2=63mmb1=71mm两齿轮疲劳强度足够。设计计算与说明主要结果低速级齿轮传动高速级输入功率P=2.823KW，转速n=74.63r/min，传动比i=3.3，每天工作16小时，有较大冲击（1）选择齿轮材料及精度等级

12、 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为217255HBS，取230HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度169217HBS，取200HBS。1由图3-6：=580Mpa, =550 Mpa;由图3-7 =220 Mpa，=210 Mpa 2计算应力循环次数NN1=60ant=60174.63（530016）=1.075108 N2=N1/i=0.3261083.计算许用应力：表3-2，=1，=1.4；图3-8，=1，=1由式3-1：=（）/=580Mpa，=550Mpa参考机械设计（基础篇）大齿轮材料45调质钢小齿轮材料45钢，正火=580Mpa=55

13、0Mpa设计计算与说明主要结果由式3-2：=（Y）/=314Mpa，=300Mpa（2）初确定齿轮基本参数和尺寸1. 小齿轮转矩T1，T1=361244Nmm2.选择齿轮类型和精度等级：由于是低载中速，斜齿圆柱齿轮，精度等级为7级，3.初步计算齿轮尺寸初选参数：=15，Z1=30，Z2=Z1i=98，=0。由表3-6，=1 表3-4，k=1.4;图3-15，ZH=2.44；表3-5， ZE=188.0Mpa，Z=0.79，Z=0.983，=550Mpa则由图3-14 =82.09mm模数m=d1cos/z1=2.643mm按表3-7，取标准模数m=3mm，则中心距 a=m/2(Z1+Z2)=1

14、98.78mm 取200mm=314Mpa=300Mpa斜齿圆柱齿轮，精度等级为7级，模数m=2mm中心距a=165mm设计计算与说明主要结果调整：=arccosm/2a(Z1+Z2)=161536计算分度圆直径：d1 =mZ1/cos =93.75mmd2 =mZ2/cos =306.25mm4计算齿轮的圆周速度V V=d1n1/601000=0.3663m/s5计算齿宽大齿轮：b2=b=dd1=93.75mm，取94mm小齿轮：b1=b2+（510）=98.75，取100mm（3）验算齿轮的弯曲疲劳强度计算当量齿数：=33.91 =110.77查图3-18：KF1=2.54，KF2=2.1

15、7，查图3-19：Ysa1= 1.63，Ysa2=1.79，取Y=0.69，Y=0.88：161536d1=93.75mmd2=306.25mmV=0.3663m/s齿宽:b2=94mmb1=100mm设计计算与说明主要结果则弯曲应力：F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=96.43MpaFP1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=90.48MpaFP2则两齿轮满足强度要求。五、轴系零件的设计计算五a、初算轴的直径最小轴的直径初算公式：d=C(P/n) 1/3选用45钢为轴的材料，在该轴段有1键槽，则d增大5%，有2键槽，则d增大10%，然后圆整为标准值。 高速轴：d=C(

16、P/n) 1/3 =117(2.94/320) 1/3=24.505mm，增大5%，最后取35mm；中间轴：d=C(P/n) 1/3 =110(2.823/74.63) 1/3=36.925mm,最后取50mm；低速轴：d=C(P/n) 1/3 =106(2.712/22.61) 1/3=52.276mm，最后取55mm。 五b、联轴器的选择因为有较大的冲击，所以选用弹性联轴器，根据两齿轮疲劳强度足够。高速轴最低轴径：35mm中间轴最低轴径：50mm低速轴最低轴径：55mm设计计算与说明主要结果联轴器所在轴轴径为55mm，选用HL5，L=142mm五c、键联接的选择及计算1，高速轴键较核外伸接

17、带轮传动轴径d1=35mm,L1=50-10=40mm查手册得，选用C型平键，得：键C 108 GB1096-79 l=L1-b/2=40-5=35mmT2=87741Nm h=8mm根据式得p=4T2/dhl=487741/35835 =35MpaR(90Mpa)高速级小齿轮轴径d2=47mm,L2=70-10=60mm，取56mm，选用A型平键，得：键A 149 GB1096-79 l=L2-b=56-14=42mmT2=87741Nm h=9mm根据式得p=4T2/dhl=487741/47942 =19.76MpaR(90Mpa)2，中间轴键较核连轴器选用HL5，L=142mmC型10

18、8，L=35mm,满足强度要求A型149，L=42mm，满足强度要求设计计算与说明主要结果中间轴高速级大齿轮传动轴径d1=53mm,L1=72-10=62mm，取63mm，查手册得，选用A型平键，得：键A 1610 GB1096-79 l=L1-b=63-16=47mmT2=361244Nm h=10mm根据式得p=4T2/dhl=4361244/531047 =58.01MpaR(90Mpa)低速级大齿轮轴径d2=53mm,L2=98-10=88mm，取90mm，选用A型平键，得：键A 1610 GB1096-79 l=L2-b=90-16=74mmT2=361244Nm h=10mm根据式

19、得p=4T2/dhl=4361244/531074 =36.84MpaR(90Mpa)3，低速轴键较核低速级大齿轮传动轴径d1=70mm,L1=96-6=90mm，取90mm，查手册得，选用A型平键，得：键A 2012 GB1096-79 l=L1-b=90-20=70mmA型 1610L=63mm满足强度要求A型 1610L=90mm满足强度要求A型 2012L=90mm满足强度要求设计计算与说明主要结果T2=1158165Nm h=12mm根据式得p=4T2/dhl=41158165/701270 =78.79MpaR(90Mpa)外伸连轴器轴径d2=55mm,L2=148-10=138m

20、m，取125mm，查手册得，选用C型平键，得：键C 1610 GB1096-79 l=L1-b/2=125-8=113mmT2=1158165Nm h=10mm根据式得p=4T2/dhl=41158165/5510113 =77.54Mpae,Y=1.5 P1=fp(0.4Fr1+YFa1)=1599N P2=fp(0.4Fr2+YFa2)=36192.4N则取P2计算5,计算轴承寿命Lh 由上面知道,n=22.61r/min,ft=1,Cr=112KN, =10/3LH=16670/n(ftCr/P) =318.40h=6.63年2年所以30213轴承合用五e、轴的设计较核高速级轴（齿轮轴）

21、尺寸从左到右依次为(mm)：L1=35,d1=45 ;L2=69,d2=47 ;L3=9,d3=55;L4=117,d4=50;L5=20,d5=47;L6=20.75,d6=45;L7=30,d7=40;L8=56,d8=35L1=35,d1=45L2=69,d2=47L3=9,d3=55L4=117,d4=50L5=20,d5=47L6=20.75,d6=45L7=30,d7=40L8=56,d8=3530213轴承使用年限符合要求设计计算与说明主要结果中间轴从左到右尺寸依次为（mm）：L1=37,d1=50；L2=72,d2=53；L3=9,d3=60；L4=98,d4=53；L5=35

22、,d5=50；低速级轴从左到右尺寸依次为（mm）：L1=148,d1=55；L2=28,d2=60；L3=24.75,d3=65；L4=86,d4=68；L5=9,d5=75；L6=96,d6=70；L7=18,d7=67；L8=24.75,d8=65对低速级轴进行较核：L1=37,d1=50L2=72,d2=53L3=9,d3=60L4=98,d4=53L5=35,d5=50L1=148,d1=55L2=28,d2=60L3=24.75,d3=65L4=86,d4=68L5=9,d5=75L6=96,d6=70L7=18,d7=67L8=24.75,d8=65设计计算与说明主要结果1由轴尺寸

23、设计算出：l1=115mm,l2=155mm,l3=78mm而T=1158165Nmm圆周力Ft=2T/dm=21158165/306.25=7563.5N设计计算与说明主要结果径向力Fr=Fttan/cos=7563.5 0.36379/0.96=2866.1N轴向力Fa=Fttan=7563.50.2917=2206N2计算支反力垂直反力RVA=2409N RVB=456.9N水平反力RHA= 2532N， RHB=5031.5N3.判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面D引起应力集中最严重。截面C上虽然应力最大，但应力集中并不大，而且这里轴的直径最大，则截面C不必校核，因

24、而该轴只需校核截面D左右两侧即可。4计算截面D左侧抗弯截面系数：W=0.1753=42187.5mm3抗扭截面系数：WT =0.2753 =843750 mm3D处合成弯矩M= （2577842 +2709222）1/2=373967Nmm ，T=1158165Nmm因齿轮单向运转平稳，故截面上的弯曲应力可视为对称循环变应力，即：b=M/W=8.86Mpa, a=8.86Mpa, m=0设计计算与说明主要结果因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环应力，即：TT=T/ WT=13.72Mpa, Ta =Tm=6.86Mpa因（D-d）/r=2.5,r/d=0.028，经

25、插值取K=1.71，K T=1.44由附表1-4可得尺寸系数=0.78，r=1.44轴按精车加工，按附表1-5得表面质量系数=0.92按式1-9可得综合影响系数：（K）D= K/=2.383（Kr）D= K T /r =2.115由表1-1可得碳钢的等效系数=0.1，=0.05，按式1-44计算安全系数值 S=14.21 Sr=10.44 S=8.41根据表1-3，去轴的疲劳强度许用安全系数S=1.5，因SS，所以截面D左侧的强度参考机械设计（专题篇）设计计算与说明主要结果足够。5.计算截面D右侧抗弯截面系数：W=0.1703=34300mm3抗扭截面系数：WT =0.2703 =68600

26、mm3因齿轮单向运转平稳，故截面上的弯曲应力可视为对称循环变应力，即：b=M/W=10.90Mpa, a=10.90Mpa, m=0因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环应力，即：TT=T/ WT=16.88Mpa, Ta =Tm=8.44Mpa按式1-9可得综合影响系数：（K）D= K/=2.383（Kr）D= K T /r =2.115按式1-44计算安全系数值 S=11.55 Sr=6.603 S=5.73根据表1-3，去轴的疲劳强度许用安全系数S=1.5，因SS，所以截面D左侧的强度足够。截面D左侧的强度足够截面D左侧的强度足够设计计算与说明主要结果 综合两侧

27、计算，轴强度足够。九：润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定1、齿轮的润滑(1)润滑剂的选择齿轮的材料为调质钢，齿面硬度280HBS高速级圆周速度V11.043m/s；低速级圆周速度V2=0.3663m/s那么V （V1+V2）/2=0.70466m/s查手册得知润滑油粘度荐用值为177（21），选用代号为ckc320型号的润滑油。(2)润滑方式由于V12m/s，采用油池浸油润滑。高速级齿轮模数m1=2mm，齿高h1=2.25 m1=2.25*2=4.5mm；低速级齿轮模数m2=3mm，齿高h2=2.25 m2=2.25*3=6.75mm。又由于V20.3663m/s0.5m/s，那么低速级

28、大齿轮浸油深度可达到 的齿轮半径。轴强度足够润滑油粘度荐用值为177（21），选用代号为ckc320型号的润滑油。设计计算与说明主要结果高速级大齿轮直径为262.736mm，低速级大齿轮直径为306.25mm。故浸油深度，对于高速级大齿轮取10mm，那么低速级大齿轮浸油深度为10+（306.25-262.736）/231.757mm。浸油深度适合。2、滚动轴承的润滑由于齿轮圆周速度V=8 =9mm箱盖壁厚：=（0.80.85）=8mm浸油深度适合采用润滑脂润滑设计计算与说明主要结果箱体凸缘厚度：底：b=1.5=13.5mm 盖：b1=1.5=13.5mm 底座：b2=25=22.5mm轴承盖选

29、用凸缘式轴承盖，螺栓选用M10。窥视孔和视孔盖，盖上固定孔d78，视孔盖厚度为4。油标及油标尺：GB1161-89，油标尺为M16。吊耳和吊环：厚度2 =18mm。螺塞及封油垫：选用JB/ZQ4450-86M242。十一：设计小结 这次课程设计内容比较大，做的比较累，但是我发现我重中学到了更多的知识，而且是对UG软件的入门，以及对以前所学知识的巩固的一次很强烈的考验。同时我在设计过程中，发现了一个人要做好一件事情，要勤于问老师，肯于问同学，因为毕竟一个人的知识是有限的，而且经常有可能在设计过程中出现差错，这个时候就要向同学们请教，另外，在别的同学提问题时，要积设计计算与说明主要结果极帮同学。

30、这个设计的结果并不是最重要的，最重要的是过程，虽然我的设计方案可能会出现问题，要是能及时发现并解决问题，那样对你的进步有很大帮助。比如我在完成UG图，做了爆炸和明细表，但发现我的箱体有的部分没有倒角，鉴于时间关系，不能重头来做，但是这个发现会提醒我下一次一定要认真，不然可能会出现很大的问题，尤其是在工作岗位上，这种错误是犯不得的。 对于课程设计题目，我觉得每个人的想法是不一样的，对设计过程的理解也是万千种，所以很能体现一位同学的知识水平，但是，课程设计单调的设计方式、枯燥的设计过程、紧凑但不是特别适合我们的生活规律，这对我们的激情会有所伤害，所以我觉得可以让设计题目变的灵活点，设计过程变的生动活泼点，时间安排变的合理恰当点。设计计算与说明主要结果十二：参考资料1、唐增宝 何永然 刘安俊主编 机械设计课程设计（第二版）1999华中科技大学出版社 2、张卫国 饶芳主编 机械设计（基础篇） 2005年6月 华中科技大学出版社3、吴昌林 姜柳林主编 机械设计（专题篇） 2006年2月 华中科技大学出版社4、陈秀宁等主编 机械设计课程设计 浙江大学出版社5、 三维机械构形设计2005年7月 华中科技大学机械设计与汽车工程系 .