二级减速器机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计说明书V带——二级圆柱斜齿轮减速器学院：专业：设计者：学号：指导教师：二○一一零年一月二十四日目录1、任务书…………….……………………………….2二、传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 拟定…………….……………………………….4三、电动机的选择……………………………………….…….4四、总传动比的确定及各级传动比分配……………….…7五、联轴器的选用……………………………………….…….10六、各级传动的设计计算…………………………………….12七、轴和键的设计计算…………………………………………32八、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…41九、减速器的润滑与密封………..…………………………44十、减速器箱体结构尺寸………..……………………..……47十一、减速器的主要附件的选定………..………………….59十二、课程设计小节………..……………..…………………53十三、 资料 新概念英语资料下载李居明饿命改运学pdf成本会计期末资料社会工作导论资料工程结算所需资料清单 索引………..……………..………………………551、设计任务书班级代号：0112071学生姓名：任红旭指导老师：张永宇老师设计日期：2010年1月24日1.1设计 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目：铸钢车间型砂传送带传动装置设计1.2设计任务：1、减速器装配图（0号）····························1张2、低速轴工作图（3号）····························1张3、低速级大齿轮工作图（3号）···················1张4、减速器装配图草图（0号）······················1张5、设计计算说明书····································1份1.3设计时间：20010年1月5日至20010年1月26日1.4传动方案：见附图1.41.5设计参数（原始数据）(1)传送速度V=0.78m/s(2)鼓轮直径D=330mm(3)毂轮轴所需扭矩：T=690N·m(4)使用年限8年1.6其它条件：（1）用于铸钢车间传输带的传动，工作环境通风不良。（2）双班制工作、使用期限为8年（年工作日260日）。（3）工作时有轻微震动，单向运转。（4）用于小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接，齿轮2与齿轮4用腹板式，自由锻。1-电动机2-V带传动3-展开式两级圆柱齿轮减速器4-联轴器5-底座6传送带鼓轮7-传送带图1.1传动方案示意图任务分析：1）V带传动需要放在高速级2）采用闭式软齿面斜齿轮传动3）结构要求均匀4）电动机选择：三相异步电动机5）齿轮2与齿轮4的齿数应接近，齿轮4比齿轮2齿数多30—40个齿6）V带传动，大带轮的直径比齿轮4直径大40—60mm二、传动方案拟定传动方案简述本方案采用的传动顺序是从带传动到齿轮传动的减速传动方案。该方案将传动能力较小的带传动及其他摩擦传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑及匀称。带传动布置在高速级更有利于体现其传动平稳、缓冲吸振、减小噪音的特点。同时，为了减小因扭转变动引起的载荷不均现象，该方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方。综上各原因，从带传动到齿轮传动的减速传动方案是合理的。三电动机的选择3.1电动机的类型和结构型式的选择根据直流电动机需直流电源，结构复杂，价格高且维护不便等原因，一般在实际生产中较普遍采用三相交流电源的电动机。考虑到粉尘的影响，采用卧式。选择Y系列鼠笼型三相交流异步电动机。它效率高、工作可靠、结构简单、维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好。也适用于某些要求较高起动转矩的机械。3.2电动机所需的功率及额定功率设计计算过程：设计计算及说明结果1.工作机所需功率60×1000V/ЛD=60×1000×0.78/(л.330)=45.165r/minT./9550=690×45.165/9550=3.263Kw式中：V--------传送速度，单位m/s，D--------鼓轮直径，单位mm，T---------鼓轮轴所需扭矩，单位Nm。2.由电动机至工作机的总效率式中：η带-------带传动的效率η滚-----滚动轴承的效率η齿-----齿轮传动的效率η联-------联轴器的效率3.电动机所需的输出功率Pd电动机额定功率Ped查[2]/P196表20-1取Ped=4KW Pd=3.84KW 3.3电动机额定转速结果45.165r/min3.263Kw总效率式中：----------电动机转速，单位r/min----------带轮传动比；----------高速级齿轮组传动比；----------低速级齿轮组传动比；----------工作机的转速，单位r/min查[2]/P4由[2]表2-1可知i´v=2.25～2.4，i´1×i´2=8～40，所以nd=712r/min～2900r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、。当选择转速高的电动机时，极对少的电动机更便宜，而且带传动结构更紧凑，但使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加。根据以上所述综合考虑，选取nd=1500r/min。3.4电动机的型号及安装尺寸根据选定的电动机的类型，结构形式，功率为5.5kw，转速为1500r/min，满载转速1440r/min。结合Y系列电动机的主要参数，选用Y112M--4型的电动机。3.5电动机的主要参数表一、电动机外形尺寸及安装尺寸电动机型号尺寸HABCDEGKABY132S-41121901407028602412245ADACHDAABBHALF×GD19011526550180154008×7选电动机1500r/min2外形示意图四总传动比的确定及各级传动比分配4.1理论总传动比i´/=1440/45.165=31.88式中：nw----------电动机的满载转速，单位r/min。4.2各级传动比的分配及其说明1.V带理论传动比2.25—2.4初选2.32.两级齿轮理论传动比=31.88/2.6=12.262式中： ----------------高速级齿轮理论传动比；31.88 ----------------低速级齿轮理论传动比。3.齿轮传动各级传动比的分配说明（1）各级传动比应在推荐值内，一发挥其性能，并使结构紧凑。（2）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。（3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。（4）使各级大齿轮直径相近，以使大齿轮有接近的浸油深度，有利于润滑，同时还能使减速器具有较小的轮廓尺寸。（5）不能使高速级传动比过大，否则会使传动零件与零件之间发生干涉碰撞。（6）为了有利于浸油润滑，应使两级大齿轮直径相近，这样做也有利于使传动装置外廓尺寸更加紧凑。应使i1>i2。因此，根据本方案所采用的展开式两级圆柱斜齿轮传动方式，参考经验值，i1过大又有可能使高速级大齿轮与低速轴相碰。所以一般在ih=(1.1～1.5)i2中选取，我选取1.1857得3.83.2表二、总传动比及其分配总传动比iV带传动传动比i带齿轮传动传动比(i高×i低)31.882.612.2624．3各轴转速、转矩即输入功率（指专用设计计算）4．4各轴理论转速错误！未指定书签。4.5各轴输入功率4.6各轴理论输入转矩4.7各轴传动和动力参数 汇总表 集中隔离人员汇总表模板双控机制建设问题汇总表间接人员上班汇总表格excel表中银行余额汇总表办公用品各部门领用汇总表 （理论值）表三、各轴的传递功率、转矩、转速轴号P（KW）T(N.m)n(r/min)传动比i效率η电机轴426.51440i带2.6η带Ι3.8438.4554i高3.8η齿η滚Ⅱ3.73244146i低3.2η齿η滚Ⅲ3.6175845.51η滚η联鼓轮轴3.471445.5五、联轴器的选用5.1选型说明由于弹性柱销联轴器的传递转矩的能力大，结构简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸震能力，允许被联接的两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和启动频繁的场合，故选用此类型。5.2联轴器的型号由[1]表14-1查得，要满足所以选用HL4型弹性柱销联轴器。图二、联轴器外形示意图表四、联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩(N.m)许用转速(r/min)轴孔直径(mm)HL41250355055轴孔长度(mm)D(mm)转动惯量kg.m2许用补偿量轴向径向角向841953.40.150°30′5.3传动方案说明本传动方案如图三所示，主要有以下原因：首先将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。其次，采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且斜齿轮承载能力高，加工只比直齿轮多转一个角度，工艺不复杂。但由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。本方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均匀的现象。综上所述，本方案从任务书所给定的条件设计的方案具有合理性，可行性。六、各级传动的设计计算6.1V带传动6.1.1主要传动参数已知：工作条件为双班工作制，载荷平稳，工作机为带式输送，主要参数如下：电动机功率  转速  ，（初选带传动比为2.6）6.1.2设计计算确定计算机功率查[1]/P156表8-7得工作情况系数2.选取V带带型根据由[1]图5-11/P157确定选用A型V带。确定带轮基准直径初选小带轮的基准直径为dd1由[1]/P157由[1]表8-6表8-8选取，（2）计算大带轮的基准直径由[1]式（8-15a）计算大带轮的基准直径dd2 圆整后 （3）验算带速所以选取合适4.由[1]表8-6确定V带的基准长度和传动中心距由[1]/P146表8-2选带的基准长度验算主动轮上的包角带的速度合适。所以主动轮上包角符合要求。6.计算V带的根数Z由 查[1]/P155 表8-5      (1)计算单根V带的额定功率Pr由   A带 查[1]/P152 153 表8-4a 8-4b用插值法得由，A带 查[1]/P146 表8-2 得于是Pr=(Po+△Po)Kα×KL=(1.3128+0.1692)×0.96448×0.99=1.482kW计算V带的根数Z圆整取Z=4根7、计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min主动轮上包角符合要求Z=4Fo=158.15N查[1]表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m所以单根V带的初拉力：(Fo)min=500×Pca×(2.5-Kα)/(Z×V×Kα)+qV2=500×5.2×(2.5-0.96448)/(0.96448×4×7.536)+0.1×7.5362=146.283N应使带的实际初拉力Fo>(Fo)min8、计算压轴力Fp(Fp)min=2×Z×(Fo)min×sin(α1/2)=2×4×146.283×sin(166.12/2)≈1119.97N6.1.3V带传动主要参数汇总表带型计算功率Pca（kw）基准直径(mm)基准长度Ld(mm)中心距a(mm)小轮包角α1根数dd1dd2A5.21002601600487.535162.06o46.1.4实际计算结果由以上各步设计计算得带传动的：实际传动比：iv=dd2/dd1=260/100=2.6I轴实际转速：nI=nm/iv=1440/2.6=554r/minI轴实际转矩：TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×3.84/554Fp=1255.9N=66200N•mm6.2高速级齿轮传动设计计算6.2.1原始数据1、输入转矩TI=66200N•mm小齿轮转速nI=554r/min理论齿数比μ=i´1=3.82、选定齿轮类型、精度等级及齿数(1)、根据设计方案，采用 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 斜齿圆柱齿轮(2)、该减速器用于传送型砂，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，小齿轮45cr调质处理HBS1=280HBS大齿轮45钢正火处理HBS2=240HBS由教课书上P207--209页图10-20和10-21σHlim1=5552Mpa，σFE1=500MpaσHlim2=528Mpa，σFE2=380Mpa(3)、精度等级为7级(4)、初选z1=24得：z2=z1μ=24×3.8=91.2圆整取：z2=92(5) 、初选螺旋角βt=15o6.2.2按齿面接触疲劳强度设计由d1t≥{2·k·T1·(μ+1)·(ZH·ZE/[σH])2/(φd·μ·εα)}1/31、确定公式中各计算数值初选载荷系数Kt=1.6σHlim1=552MpaσFE1=500MpaσHlim2=528MpaσFE2=380Mpaz1=24z2=92βt=15oKt=1.6φd=0.81εα1=0.77，εα2=0.87由[1]表10-7，取得：高速级定：φd=0.81由[1]表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2由图10-30，得：ZH=2.44(αn=20o,βt=10o)由图10-26得：εα1=0.77，εα2=0.87得：εα1+εα2=1.64应力循环系数N1=60n1×Lh×j=60×554╳(8×2×260×8)×1=1.106×109得：N2=N1/μ=1.106×109/3.8=2.911×108由[1]表10-19,查得kHN1=0.92，kHN2=0.96通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH。所以由[1]表,取S=1[σH]1=（kHN1σHlim1）/S=（0.92×555）/1=552Mpa[σH]2=（kHN2σHlim2）/SH=(0.89×550)/1=528Mpa[σH]=([σH]1+[σH]2)/2得εα=1.64N1=1.106×109N2=0.2911×109kHN1=0.92kHN2=0.96S=1φd=1[σH]=540Mpad1t≥49.12mm=540Mpa≤1.23[σH]2书上P218所以取：[σH]=540Mpa2、计算(1)d1t≥{2·kt·T1(μ+1)·(ZH·ZE/[σH])2/(φd·μ·εα)}1/3={2×1.6×66200×(3.8+1)×(2.425×189.8)2/(1×1.64×5402×3.8)}1/3=49.12mm(2)齿轮的圆周速度：V=πd1t×nI/（60×1000）=1.42m/s(3)齿宽：b=φd·d1t=1×49.12=49.12mmmnt=d1t·cosβt/z1=1.98mm2mm齿高：h=2.25mnt=2.25×2=4.5mm齿宽齿高之比：b/h=49.12/4.5=10.92(4)纵向重合度：εβ=0.318φd·z1·tgβt=0.318×0.81×30×tg10o=1.3625(5)计算载荷系数k由[1]表10-2查得：kA=1(有轻微b.根据V=1.42m/s及齿轮精度为7级由[1]表10-8,查得：动载系数kv=1.05V=1.42m/sb=49.12mmmnt=2mmh=4.5mmkv=1.05kHα=kFα=1.4kHβ=1.420K=2.1εβ=2.045c.假设kAFt/b<100N/mm由[1]表10-3,查得：齿间载荷分配系数：kHα=kFα=1.4d.由[1]表10-4，齿向载荷分布系数kHβ=1.420最后得到动载系数：k=kA·kv·kHα·kHβ=1×1.05×1.4×1.35=2(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t×(k/kt)1/3=49.12×(2.1/1.6)1/3=53.78mm(7)计算模数mnmn=d1·cosβt/z1=53.78×cos15o/24=2.16mm6.2.3按齿根弯曲疲劳强度计算由[1]式(10-17),mn≥{2k·T1·Yβ·(cosβt)2(YFa·YFa/[σF])/(φd·εα·Z12)}1/3确定公式中各计算数值计算载荷系数根据kHα=1.4及b/h=10.92由[1]图10-13,查得：kFβ=1.35得到：k=kA·kv·kFα·kFα=1×1.05×1.4×1.35=2因为εβ=2.045由[1]图10-28，查得：螺旋角影响系数Yβ=0.87d1=53.78mmmn=2.16mmkFβ=1.35k=2Yβ=0.87kFN1=0.84kFN2=0.87SF=1.5[σF]1=280Mpa[σF]2由[1]表10-18，查得：弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.84,kFN2=0.87取安全系数SF=1.5又已知σFE1=500Mpa，σFE2=380Mpa最终得到：[σF]1=(kFN1σFE1)/SF=280Mpa[σF]2=(kFN2σFE2)/SF=220.4Mpa计算当量齿数Zv1，Zv2由Zv1=Z1/(cosβt)3=24/(cos15o)3=26.63由Zv2=Z2/(cosβt)3=132/(cos10o)3=102.08由[1]表10-5中可查得（用插值法得到）：齿形系数：YFa1=2.58，YFa2=2.18应力校正系数：YSa1=1.598，YSa2=1.79计算大小齿轮的YFa1YFa1/[σF]，并加以比较因为YFa1YSa1/[σF]1=0.0147YFa2YSa2/[σF]2=0.0177取二者中的大值，得到YFaYFa/[σF]=0.01772.mt≥{2k·T1·Yβ·(cosβt)2(YFa·YFa/[σF])/(φd·εα·Z12)}1/3={2×2.0×0.87×(cos15o)2×66200×0.0177/(1×1.64×242)}1/3=220.4MpaZv1=26.63Zv2=102.08YFa1=2.58YFa2=2.18YSa1=1.598YSa2=1.79YFa1YSa1/[σF]1=0.0147YFa2YSa2/[σF]2=0.0177YFaYFa/[σF]=0.0177mt≥1.60mm=1.60mm6.2.4分析对比计算结果由计算结果可知，由齿面接触疲劳强度计算得到的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算得到的法面模数。故而取mn=2mm(为标准模数)，即可满足齿根弯曲强度。同时为了保证齿面接触强度，就要保证d1≥61.01mm，则需要按d1=61.01mm重新计算应有的齿数。因为z1=d1cosβt/mn=(54×cos15o)/2=26.1圆整取z1=27所以z2=μz1=3.8×27=104圆整取z2=1046.2.5几何尺寸计算1、中心距aa=mn(z1+z2)/2cosβ=2(27+104)/2cos15=136mm圆整取a=136mm2、按圆整后的中心距修正ββ=cos-1[mn(z1+z2)/2a]=cos-1[2×(27+104)/(2×136)]=15.58oz1=27z2=104a=136mmβ=10.77od1=55mmd2=216mm3、计算两齿轮的分度圆直径d1=mnz1/cosβ=2×27/cos15.58o=55d2=mnz2/cosβ=2×1104/cos15.58o=216mm4、齿宽齿宽系数：b=φdd1=1×55=55mm圆整后取：B2=55mm，B1=60mm5、齿顶圆直径，齿根圆直径：da1=d1+2mn=55+2×2=59mmda2=d2+2mn=216+2×2=220mmdf1=d1-2.5mn=55-2×2.5=50mmdf2=d2-2.5mn=216-2×2.5=261mm6.2.6验算kAFt/b因为Ft=2T1/d1=2×66200/55=2407.27N所以kAFt/b=1×2407.27/55=43.77<100N/mm，与初设相符综上所述，高速轴上齿轮设计合理，且强度能够胜任工作。B2=55mmB1=60mmda1=59mmda2=220mmdf1=50mmdf2=261mm高速轴上齿轮设计合理6.2.7高速级齿轮传动参数实际值由设计计算得高速级齿轮传动的：实际传动比：i1=Z1/Z2=104/27=3.8II轴实际转速：nII=nI/i1=554/3.8=146r/minII轴实际转矩：TII=9.55×106·PII/nII=9.55×106×3.73/146=244000N•mm6.3低速级齿轮传动设计计算6.3.1原始数据1、输入转矩TII=244000N•mm小齿轮转速nII=nI/i1=554/3.8=146r/min理论齿数比μ=i´L=3.22、选定齿轮类型、精度等级及齿数(1)根据设计方案，采用标准斜齿圆柱齿轮(2)该减速器用于传送型砂，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，小齿轮45Cr调质处理HBS1=280HBS；大齿轮45钢正火处理HBS2=240HBSσHlim1=552Mpa，σFE1=296.67MpaσHlim2=517Mpa，σFE2=230.53Mpa(3)精度等级为7级初选Z1=20得：Z2=Z1μ=20×3.2=64圆整取：Z2=64(5) 初选螺旋角βt=15o6.3.2按齿面接触疲劳强度设计由d1t≥{2·k·TII(μ+1)·(ZH·ZE/[σH])2/(φd·μ·εα)}1/3确定公式中各计算数值初选载荷系数Kt=1.6由[1]表10-7，取得：低速级确定齿宽系数φd=1由表10-6，得：弹性影响系数ZE=189.8(Mpa)1/2由图10-30，得：区域系数ZH=2.425(αn=20o,βt=15o)由P215页表10-26，得：εα1=0.77，εα2=0.87所以εα1+εα2=1.64应力循环系数N1=60n1×Lh×j=60×146×(8×2×260×8)×1=2.915×108N2=N1/μ=2.915×108/3.2=0.911×108由[1]图10-19，查得：kHN1=0.93，kHN2=0.94σHlim1=552MpaσFE1=296.67MpaσHlim2=517MpaσFE2=230.53MpaZ1=20Z2=64βt=15oKt=1.6N1=2.915×108NN通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH所以，取SH=1[σH]1=kHN1σHlim1/SH=（0.93×600）/1=552Mpa[σH]2=kHN2σHlim2/SH=（0.94×550）/1=517Mpa[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=534.5Mpa≤1.23[σH]2所以取[σH]=558Mpa2、计算d1t≥{2·kt·TII(μ+1)·(ZH·ZE/[σH])2/(φd·μ·εα)}1/3={2×1.6×244000×(3.2+1)×(2.425×189.8)2/(1×1.6×3.2×534.52)}1/3=78.02mm齿轮的圆周速度：V=πd1t×nII/(60×1000)=π×78.02×146/(60×1000)=0.596m/s齿宽：b=φd·d3t=78.02×1=78.02mm得：mnt=d1t·cosβt/z1=（78.02×cos15o）/20=3.77mm齿高：h=2.25mnt2=0.911×108kHN1=0.93kHN2=0.94d1t≥78.02mmVV=0.596m/sb=78.02mm=2.25×3.77=8.48mm齿宽齿高之比：b/h=78.02/8.48=9.2纵向重合度：εβ=0.318φd·Z1·tgβt=0.318×1×20×tg15o=1.704计算载荷系数ka.由[1]表10-2查得kA=1b.又根据V=0.596m/s及齿轮精度为7级由[1]表10-8查得动载系数kv=1.03c.假设kAFt/b<100N/mm由[1]表10-3,查得齿间载荷分配系数：kHα=kFα=1.4d.由[1]表10-4，查得并用插入法得到齿向载荷分布系数kHβ=1.426e.所以得到动载系数k=kA·kv·kHα·kHβ=1×1.03×1.4×1.426=2.056按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径D3=d3t×(k/kt)1/3=78.02×(2.056/1.6)1/3=84.82mm计算模数mnmn=d1·cosβt/Z1=84.82×cos15o/20=4.1mmmnt=3.77mmh=8.48mmb/h=9.2εβ=1.704kA=1kv=1.03kHα=kFα=1.4k=2.056d3=84.82mm6.3.3按齿根弯曲疲劳强度计算由[1]式(10-17),mn≥{2k·T1·Yβ·(cosβt)2(YFa·YFa/[σF])/(φd·εα·Z12)}1/3确定公式中各计算数值计算载荷系数K根据kHβ=1.304及b/h=9.2由[1]图10-13，查得：kFβ=1.35所以k=kA·kv·kFα·kFβ=1×1.03×1.4×1.35=1.89因为εβ=1.704由[1]图10-28，查得：螺旋角影响系数Yβ=0.87由[1]图10-18，查得：弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.89,kFN2=0.91取安全系数SF=1.5又因为已知σFE1=500Mpa，σFE2=380Mpa从而得到：[σF]1=kFN1σFE1/SF=296.67Mpa[σF]2=kFN2σFE2/SF=230.53Mpa计算当量齿数由Zv1=Z1/(cosβt)3=20/(cos15o)3mn=4.1mmkFβ=1.35k=1.89Yβ=0.87kFN1=0.89kFN2=0.91[σF]1=296.67Mpa[=22.19由Zv2=Z2/(cosβt)3=64/(cos15o)3=71.02在[1]表10-5（用到插值法得到）,查得齿形系数：YFa1=2.72，YFa2=2.24查得应力校正系数：YSa1=1.57，YSa2=1.75(6)计算大小齿轮的YFa1YFa1/[σF]值，并比较大小YFa1YSa1/[σF]1=2.72×1.57/296.67=0.0144YFa2YFa2/[σF]2=2.24×1.75/230.53=0.0170取二者中的大值，得到YFaYFa/[σF]=0.0170mt≥{2·K·TII·Yβ·(cosβt)2(YFa·YFa/[σF])/(φd·εα·Z12)}1/3={2×1.89×0.87×(cos15o)2×244000×0.0170/(1×1.72×202)}1/3=2.71mm6.3.4分析对比计算结果由计算结果可知，由齿面接触疲劳强度计算得到的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算得到的法面模数。故而取mn=4.0mm(为标准模数)，即可满足齿根弯曲强度。同时为了保证齿面接触强度，就要保证d1≥78.02mm，则需要按d1=84.82mm重新计算应有的齿数。σF]2=230.53MpaZv1=22.19Zv2=71.02YFaYFa/[σF]=0.0170mt≥2.71mmz1=(d1cosβt)/mn=(84.82×cos15o)/4.0=20.47所以圆整取z1=20z2=μz1=3.2×20=64圆整取z2=646.3.5几何尺寸计算中心距a=mn(z1+z2)/2cosβ=4*(20+124)/2cos15=173.9mm圆整取a=174mm按圆整后的中心距修正ββ=cos-1[mn(z1+z2)/2a]=cos-1[4×(20+64)/(2×174)]=15.09od1=mnz1/cosβ=4×20/cos15.09o=82.82mm>78.02mm取d1=85mmd2=mnz2/cosβ=4×64/cos15.09o=265mm齿宽系数：b=φdd1=1×85=85mmz1=20z2=64a=174mmβ==15.09od1=85mm由之后强度等的校核需要，所以取:B2=85mm,B1=90mm齿顶圆直径，齿根圆直径：da1=d1+2mn=85+2×4=93mmda2=d2+2mn=265+2×4=273mmdf1=d1-2.5mn=85-2.5×4=75mmdf2=d2-2.5mn=265-2.5×2.5=255mm6.3.6验算kAFt/b因为Ft=2TII/d1=2×244000/85=5741.18N所以kAFt/b=1×5741.18/85=67.54<100N/mm，与初设相符所以B2=85mm,B1=90mm综上所述，高速轴上齿轮设计合理，且强度能够胜任工作。6.3.7由设计计算得高速级齿轮传动的：实际传动比：i2=Z2/Z1=64/20=3.2III轴实际转速：nIII=nII/i2=146/3.2=45.6r/minIII轴实际转矩：TIII=9.55×106·PIII/nIII=9.55×106×3.61/45.5=758000N•mmB2=85mmB1=90mmda1=93mmda2=273mmdf1=75mmdf2=255mmz1=20z2=646.4各轴运动和动力参数汇总表（实际值）项目电机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴IV轴转速(r/min)144055414645.545.5功率(kw)43.843.733.613.4转矩(N·mm)26500662002440007580007140000传动比2.63.83.21效率0.960.970.970.941各轴运动和动力参数汇总表（实际值）项目mnαnβammvm/szdmmdfmmdammbmm精度等级高速级1220o15.58o1361.4227555950607210421622021155低速级1420o15.09o1740.5962085937590726426527325585七．轴和键的设计计算7.1低速轴7.1.1低速轴的结构设计初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理查[1]表15-3，取Ao=126按[1]式(15-2)，dmin=Ao(PIII/nIII)1/3=126×(3.61/45.58)1/3=54.142mm按经验公式，dmin=（0.3~0.4）×a2=（0.3~0.4）×174=52.2~69.6因为dmin小于100mm，且轴上开有一个键槽所以，需将最小直径加大补偿键槽对轴的强度的削弱。得到：dmin=55mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴额直径dI-II(见图7.1)与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KATIII查[1]表14-1，考虑到转矩变化很小，故取工作情况系数KA=1.3则：Tca=KATIII=1.3×758000=985400N•mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查表[17-4]，选用HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N•m。联轴器的孔径d1=55mm。故取dI-II=55mm。联轴器轴孔长度L=112mm.轮毂孔长度为L1=84mm.图7.1.1dmin=55mmKA=1.3Tca=985400N•mmdI-II=55mm轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案本题选用图4.1的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段左端需制出一轴肩，故取II-III段的直径dII-III=60mm。联轴器的轴孔长度L=84mm，故I-II段的长度应比L略短一些。现取lI-II=82mm。初步选择滚动轴承。因轴承受径向力较大而受轴向力较小，所以选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dII-III=60mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30313，其尺寸为d×D×T=65mm×140mm×37mm，故dIII-IV=dVII-VIII=65mm。根据30313圆锥滚子轴承的安装尺寸D1=65mm，于是，取dIV-V=70mm。查[2]表11-2，取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lVI-VII=82mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=12mm，则轴环处的直径dV-VI=82mm。轴环宽度b≥1.4h，取lV-VI=12mm。查[2]表15-3，轴段III-IV的长度应相应的比7315型角接触球轴承的轴承宽度dII-III=60mmlI-II=82mmdIII-IV=dVII-VIII=65mmdIV-V=70mmdVI-VII=70mmlVI-VII=82mmB略小一些，已知30313型轴承的B=36mm，由于有箱体厚度，所以取lIII-IV=46mm，lVII-VIII=63mm。轴承端盖的总宽度为36mm(是由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器的左端面间的距离为14mm。故取lII-III=50mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。dV-VI=82mmlV-VI=12mmlIII-IV=46mmlVII-VIII=63mmlII-III=50mm图7.1.27.1.2低速轴的强度校核已知输出轴扭矩TIII=758000N·mm根据低速轴的外形尺寸及受力，得出低速轴的力学模型、弯矩图及扭矩图。(见图7.1.2)根据[1]式(10-14)，得：Ft=2T/d2=2×758000/265=5720.755NFr=Ft•tgαn/cosβ=5720.755×tg20o/cos15.09o=2156.546NFa=Ft•tgβ=5720.755×tg15.09o=1542.50N由图7.1.2和圆锥滚子轴承30313有：a=29,,求得：水平面上力：FNH1×167=FNH2×83FNH1+FNH2=Ft=5720.755N解得：FNH1=1899.29N,FNH2=3821.46N垂直面上力：FNV1×(167+83)=Fr×83+MaMa=FaD÷2=1542.50×55÷2Ft=5720.755NFr=2156.55NFa=1542.5NFNH1=1899.29NFNH2=3821.46NMa=42418.75N·mmFNV1=885.65NF=42418.75N·mmFNV1+FNV2=Fr=2156.546N解得：FNV1=885.65NFNV2=1270.9N得到：MH=FNH1×167=317181.43N·mmMV1=FNV1×167=147903.55N·mmMV2=FNV2×83=105484.7N·mm总弯矩：M1=(MH2+MV12)1/2=3.4997×105N·mmM2=(MH2+MV22)1/2=3.3426×105N·mm扭矩：T=TIII=758000N·mm得到下表：载荷水平面H垂直面支反力FNH1=1899.29NFNH2=3821.46FNV1=885.65NFNV2=1270.9N弯矩MH=317181.43N·mmMV1=147903.55N·mmMV2=105484.7N·mm总弯矩M1=3.4997×105N·mmM2=3.3426×105N·mm扭矩T=758000N·mm表7.1.2NV2=1270.9NMH=317181.43N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，及危险截面C的强度。根据[1]式（15-5）及表7.1.2中数据，以及轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力：σca=[M12+(αTIII)2]1/2/W=[3499702+(0.6×758000)2]1/2/(0.1×553)=34.49MPa因为轴的材料为45号钢，正火处理，查得：[σ-1]=55MPa得：σca≤[σ-1]键连接的强度校核7.2.1齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴连接处键由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A型)。根据dVI-VII=88.5mm，由[1]表6-1，查得平键截面b×h=22mm×14mm，接触高度K=0.5h=7mm。由毂轮宽度并参考键的长度系列，取键长L=70mm，工作长度l=58mm。强度校核因为键、轴、轮毂的材料均为钢，由[1]表6-2，查得：许用挤压应力[σp]=100MPa～120MPa键挤压强度满足由[1]式(6-1)得：σp=2T×103/(kld)=2×758000/(7×58×70)=53.34MPa<[σp]所以该键挤压强度满足。7.2.2联轴器与轴连接处的键因为是轴端与毂类零件的连接用键，所以选择单头普通平键(C型)。根据dII-III=55mm，lI-II=82mm，查[1]表6-1，得：平键截面b×h=16mm×10mm，键长L=70mm。键的工作长度l=L-b/2=62mm。接触高度k=0.5h=5mm。强度校核因为键的材料为刚，由[1]表6-2，查得：[σp]=100MPa～120MPaσp=2T×103/(kld)=2×758000/(5×62×55)=88.9MPa<[σp]所以，该键强度满足。八．滚动轴承的选择及校核计算8.1各轴承型号减速器所用轴承代号及其主要尺寸参数表型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）额定动载荷Cr(KN)额定静载荷C0r(KN)内径d外径D宽度BD1minD2maxramax高速轴3030840902349521.586.263.8中间轴30309451002554591.510276.2低速轴30313651403377832185142表8.1低速轴轴承寿命验算考虑减速器的使用寿命，轴承的寿命应控制在8～10年：按8年计算：Lh1´=2×8×300×8=38400h按9年计算：Lh1´=2×8×300×9=43200h按10年计算：Lh1´=2×8×300×10=48000hF.MH、MV、及M1,M2,TⅢ见左表Ft=2T/d2=2×758000/265=5720.755NFr=Ft•tgαn/cosβ由图7.1.2可得：Ft=6644.27NFr=2461.108NFa=1255.448N因此，轴的强度条件满足。水平面和垂直面上的力：FNH1=1899.29NFNH2=3821.46FNV1=885.65NFNV2=1270.9NFr1=(FNH12+FNV12)1/2=(1899.292+885.652)1/2=2096.63NFa1=1542.5NFr2=(FNH22+FNV22)1/2=3821.462+1270.92)1/2=4027.25NFa2=0N所以，Fa/C0=1542.5/(83×103)=0.01858（查机械手册Fr1=2096.63NFa1=1542.5NFr2=4027.25Ne=0.36P892C0）查[1]表13-5，并用插入法求得：e=（0.029-0.015）（0.40-0.38）/（0.015-0.0129）=0.36因为Fa1/Fr1=1542.5/2096.63=0.735>e所以X1=0.74，用插入法求得Y1=1.5又因为Fa1/Fr1=0>Lh1´=8x260x16=33280h所以选用7315型角接触球轴承合理，它的使用寿命满足要求。九．减速器的润滑与密封9.1齿轮传动的润滑9.1.1减速器各轴最大圆周速度高速轴V=πda1×nI/(60×1000)=π×60×554/(60×1000)=1.74m/s中间轴V=πda2×nII/(60×1000)=π×216×146/(60×1000)=1.6m/s低速轴V=πda4×nIII/(60×1000)=π×315.49×49.178/(60×1000)=0.63m/s以上各轴的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑的方式。传动件浸入油中的深度要适当，即要避免搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池应保持一定深度的储油量,以保证润滑和散热。所以，浸油深度h=10mm。9.1.2润滑油及油面高度查[2]表16-2，选用N220号油，运动粘度为198～242mm2/s查[2]表16-1，选用中负荷工业齿轮油(GB5903-86)据[2]表3-3推荐，油面高度=浸油深度h+(30~50)mm9.1.3油量计算对于单击减速器，每传递1kW功率所需的油量为350～700cm3。多级减速器所需油量按级数成比例增加。于是，得到所需油量范围：v´min=2×350×5.5=3850cm3v´max=2×700×4=7700cm3实际储油量最低油深h=68mm箱体内壁总长L=580mm箱体内壁总宽b=184mm所以实际油量V=L×B×h=580×184×68=7256960cm3v´max>v>v´min油量满足减速箱的要求所以，油量满足减速箱的要求。滚动轴承的润滑方式由[2]P20表3-4得：脂润滑适用于V<1.5~2m/s的齿轮减速器。由于齿轮减速器的圆周速度V<1.5~2m/s，所以采用脂润滑，利用旋盖式、压注式油杯向轴承室加注润滑脂。本减速器使用脂润滑方式。减速器各处密封方式内密封：由于轴承用润滑脂润滑，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，需在轴承内侧设置挡油盘。外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，应在轴承盖的轴孔内设置密封件。由于轴承采用脂润滑、轴表面圆周速度较小且工作环境是铸工车间，综合以上因素，采用毡圈密封。其特点是结构简单，价廉，但磨损较快，寿命短。根据[2]表16-9，查得：高速轴：毡圈38FZ/T92010-91低速轴：毡圈80FZ/T92010-91本减速器使用脂润滑方式十．减速器箱体结构尺寸10.1箱体10．1．1箱体结构减速器箱体采用剖分式结构。箱体由箱座与箱盖两部分组成，用螺栓联接起来构成一个整体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装和拆卸。采用HT200铸造箱体，水平剖分式向体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。10.1.2箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚δδ=8mm箱盖壁厚δ1δ1=8mm箱体凸缘厚度bb1b2箱座b=1.5δ=12mm箱盖b1=1.5δ=12mm箱底座b2=2.5δ=20mm加强肋厚mm1箱座m=0.85δ=6.85mm箱盖m=0.85δ=6.8mm地脚螺钉直径df0.036a+12=19.236≈20地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75df=15mm取16mm箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.5~0.6)df,取d2=12mm轴承盖螺钉直径和数目d3n当轴承外径在70至100之间：d3=8，n=4当轴承外径在110至140之间：d3=10，n=6当轴承外径在150至230之间：d3=12，n=6轴承盖(轴承座端面)外径D230308：D2=90mm30309：D2=100mm30313：D2=140mm观察孔盖螺钉直径d4d4=(0.3~0.4)df=6~8mmdf、d1、d2至箱壁外距离C1定为18df:C1=34mmd1:C1=18mmd2:C1=16mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2定为16df:C2=28mmd1:C2=24mmd2:C2=22mm轴承旁凸台高度半径h、R1由结构确定h=60mmR1=C2=16mm箱体外壁至轴承座端面的距离L1L1=C1+C2+(5~10)=40mm十一．减速器的主要附件的选定11.1主要附件窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜。窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。AA1A0d4h120200160M88通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选M27×1.5考虑到工作情况有粉尘，故用带两次过滤的通气器具体数据如下[2]表9-8通气器（经过两次过滤）mmdd1d2d3d4DabcM27×1.5M48×1.5124.52460161022hh1D1RkefS401839.66072222油面指示器油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。我们选用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。选用M16具体数据如下[2]表9-14mmd(H9/H9)d1d2d3hM16416635abcDD112853622放油孔和油塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M16×1.5dD0eLlaSd1HM16×1.52619.62312317172具体数据如下[2]表9-16起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。示意图具体数据如下[2]P80表9-20具体数据如下[2]表9-20B=C1+C2=18+16=34mmB=H=0.8B=28mmh=0.5H=14mmr1=0.25B=9mmb=2δ=16mm定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。选定圆锥销GB119-86A10×30具体数据如下[2]表14-3mm公称直径ddmindmaxaL(公称)1211.93121.640起盖螺钉起盖螺钉设在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与凸缘联接螺钉直径相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑倒角或制成半球形。十二．设计小结作为一名机械设计制造及自动化（现代装备与控制工程）专业的大三学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们想要做工程师工程师，那么一切都要有据可依，有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用autoCAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。对于我们从来没有经历过的时间课程，这是一个漫长，繁忙，紧张，充实的过程；这是我对从书本开始照着书本的齿轮皮带等等的设计计算开始到正式作图时需要脱离书本不局限于书本的过程。同样这也是我不断的推翻自己的想法建立新想法，整体实际的学习，常常忙碌到通宵的过程。当我终于设计完这样的课题时，对过去的将近3周的课题设计过程感慨很多。在此次的设计铸钢车间型砂传送带传动装置这样的课程设计中，完成了对皮带，齿轮传动和各附件的设计计算，装配图，零件图和对我此次设计完整过程的说明书的编写。在整个过程中，无疑，我觉得最为繁琐和需要我们十分仔细认真严格按照理论参数查表得出的应当是其中的二级齿轮传动这一部分。从一开始我对书上详细的计算过程还不怎么熟悉，到因为数据的重选，使得我在理论计算的过程上得到了充分的熟悉与掌握。从工况系数，载荷系数，动载系数，断面重合度等等到材料的极限应力的选定，我都要求自己严格按照书上的标准精确取值，计算。当最后过程与经验结果有出入时，难免有丧气，但反复的推敲得到正确理论值之后的兴奋也是