二级圆柱斜齿轮减速箱设计毕业设计

1、目 录 第一章 传动系统总体方案设计.5 11 选择电动机.5 1.1.1 选择电动机类型.5 1.1.2 选择电动机容量.5 1.1.3 确定电动机转速.5 12 传动装置总传动比的分配 .6 1.2.1 传动装置的总传动比.6 1.2.2 分配各级传动比.6 13 计算传动装置的运动参数和动力参数 .7 1.3.1 各轴的转速.7 1.3.2 各轴的功率.7 1.3.3 各轴的转矩.7 第二章 传动零件的设计.8 21 齿轮的设计.8 2.1.1 轴和轴相啮合的一对齿轮设计.8 2.1.1.1 选精度等级、材料及齿数.8 2.1.1.2 按齿面接触强度设计.8 2.1.1.3 按齿根弯曲疲

2、劳强度设计.10 2.1.1.4 几何尺寸计算.11 2.1.2 轴和轴相啮合的一对齿轮设计.11 2.1.2.1 选精度等级、材料及齿数.11 2.1.2.2 按齿面接触强度设计.12 2.1.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计.13 2.1.2.4 几何尺寸计算.14 22 轴的设计.15 2.2.1 轴的设计.15 2.2.1.1 求出作用在齿轮上的力.15 2.2.1.2 选择轴的材料及确定许用应力.15 2.2.1.3 按照扭转强度估算最小轴径 .15 2.2.1.4 轴的结构设计.16 2.2.2 轴的设计.17 2.2.2.1 求出作用在齿轮上的力.17 2.2.2.2 选择轴的材料

3、及确定许用应力.17 2.2.2.3 按照扭转强度估算最小轴径 .17 2.2.2.4 轴的结构设计.17 2.2.2.5 求轴上的载荷.18 2.2.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度.21 2.2.3 轴的设计.21 2.2.3.1 求出作用在齿轮上的力.21 2.2.3.2 选择轴的材料及确定许用应力.21 2.2.3.3 按照扭转强度估算最小轴径 .21 2.2.3.4 轴的结构设计.22 23 轴承寿命的校核.23 2.3.1 轴上轴承寿命的校核.23 2.3.1.1 求出两轴承受到的径向载荷 1r f 和 2r f.23 2.3.1.2 求两轴承的计算轴向力 1a f 和 2a f

4、.24 2.3.1.3 求轴承当量动载荷 1 p和 2 p.24 2.3.1.4 验算轴承的寿命 .24 24 键强度的校核 .24 2.4.1 轴上键强度的校核.24 2.4.1.1 确定许用应力.24 2.4.1.2 确定键的工作长度.25 2.4.1.3 强度计算.25 第三章 箱体结构及减速器附件设计.26 31 箱体设计.26 3.1.1 铸造箱体的结构设计.26 32 箱体附件设计 .26 3.2.1 箱体附件的设计.26 3.2.1.1 窥视孔和窥视孔盖.26 3.2.1.2 通气器.27 3.2.1.3 起吊装置.27 3.2.1.4 油标 .27 3.2.1.5 油塞与排油孔

5、.27 3.2.1.6 定位销.27 3.2.1.7 起盖螺钉.27 参考文献.28 第一章 传动系统总体方案设计 11 选择电动机 1.1.1 选择电动机类型 按照工作要求和条件，选用 y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电 压为 380v。 1.1.2选择电动机容量 电动机所需功率，按照公式可得： d p a w n = 由公式可得：= w pkw fv w 1000 根据带式输送机工作类型，可以取工作机的效率为96 . 0 = w 传动装置的总效率为 2 3 3 2 2 1 = a 查表可得机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分的效率为：联轴器 效0.99，滚动轴承传动效率（一对）

6、0.99，闭式齿轮传动效率= 1 = 2 0.97，代入公式可得= 3 895 . 0 97 . 0 98 . 0 99 . 0 232 所需电动机的功率为 kw fv p w d 75 . 4 96 . 0 895 . 0 1000 7 . 12400 1000 因载荷平稳，电动机的额定功率略大于即可。由表格所示 y 系列三 cd p d p 相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为 5.5kw。 cd p 1.1.3确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 min/ 3 . 108 300 7 . 1100060 100060 r d v n 由表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比为 840，

7、则总传动比合理范围 =840，故电动机转速的可选范围为 1a i =8664332r/minmin/ 3 . 108)408( 11 rnin ad 符合这一范围的同步转速有、，故仅将min/1000rmin/1500rmin/3000r 同步转速为、三种方案进行比较。由表查得min/1000rmin/1500rmin/3000r 电动机的数据及计算的总传动比列于表 1-1 中。 表 1-1 电动机的转速 )( min r n 方案 电动机类 型 额定功率 /kw cd p 同步转 速 满载转 速 电动机 重量 kg w 参见价 格/元 总体传动 比 a i 1y132m2-65.510009

8、608596012.56 2y132s-45.5150014406887418.84 3y132s-25.5300029206484038.2 根据表 1-1，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比， 选择传动方案 2 较好，即选定电动机型号为：y132s-4。 电动机的外形尺寸（mm）: a:216 b:140 c:89 d:38 f:10 g:33 h:132 k:12 ab:280 ac:270 ad:210 hd:315 bb:205 l:475 12 传动装置总传动比的分配 1.2.1 传动装置的总传动比 3 . 13 3 . 108 1440 n n i m 1.2

9、.2 分配各级传动比 高速级的传动比32 . 4 3 . 133 . 1 1 i 低速级的传动比08 . 3 32 . 1 3 . 13 1 2 i i i 13 计算传动装置的运动参数和动力参数 1.3.1各轴的转速 轴： i nmin/1440rnm= 轴： nmin/ 3 . 333min/ 32 . 4 1440 1 rr i n 轴： n min/ 3 . 108min/ 13.3 1440 rr 滚筒轴： = w nn=min/ 3 . 108 r 1.3.2各轴的功率 轴：pi= kwkwpm445 . 5 99 . 0 5 . 5 1 = 轴：p =pkwkw176 . 5 9

10、7 . 0 98 . 0 445 . 5 32 = 轴：p p =kwkw92 . 4 97 . 0 98 . 0 176 . 5 32 = 滚筒轴： p= w p kwkw774 . 4 99 . 0 98 . 0 92 . 4 12 = 1.3.3各轴的转矩 电动机轴：mnmn n p t m m =47.36 1440 5 . 5 95509550 0 轴：t=mnmn11.36 1440 445 . 5 9550 轴：t mnmn30.148 3 . 333 176 . 5 9550 轴：t mnmn85.433 3 . 108 92 . 4 9550 滚筒轴：mnmntw97.420

11、 3 . 108 774 . 4 9550 将以上算得的运动参数和动力参数列于表 1-2 中。 表 1-2 轴号 参数 电动机轴轴轴轴滚筒轴 转速 n/（r/min3108.3108.3 功率 p/kw5.55.4455.1764.924.774 转矩 t/()mn 36.4736.11148.30433.85420.97 传动比 i14.323.081 效率0.990.950.950.97 第二章 传动零件的设计 21 齿轮的设计 2.1.1 轴和轴相啮合的一对齿轮设计 2.1.1.1 选精度等级、材料及齿数 1)材料选择及热处理方法 所设计的齿轮传动属于闭式传动，

12、通常采用软齿面的钢制齿轮，查表得， 选用的材料为： 小齿轮选用 40cr 调制处理 硬度为 280hbs 大齿轮选用 45 钢 调制处理 硬度为 240hbs 两者的材料硬度差为 40hbs。 2)精度等级选用 7 级精度。 3)选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为。30 1 z130 2 z 4)选取螺旋角，初选螺旋角。=14 2.1.1.2 按齿面接触强度设计 由公式可得 3 2 1 1 ) ( u 1 2 h eh d t t zzutk d + 1) 确定公式内的各计算数值 试选6 . 1= t k 由图选取区域系数433 . 2 = h z 由图可查得， 则78 . 0 1 87 . 0

13、2 65 . 1 87 . 0 78 . 0 21 小齿轮的转矩为mmnmnt=36110110.36 1 由表选取齿宽系数1= d 由表查得材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 mpaze= 按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲mpa h 600 1lim = 劳极限mpa h 550 2lim = 由式可得，计算应力循环次数 =，1030083114406060 11 = h jlnn 9 1022 . 6 9 2 1044 . 1 n 由图取接触疲劳寿命系数,90 . 0 1 hn k95 . 0 2 = hn k 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 s=

14、1，由式可得 mpampa s khn h 54060090 . 0 1lim1 1 mpampa s khn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 = 计算接触应力 mpampa hh h 25.531 2 5 . 522540 2 21 2) 计算 计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 t d1 mmd t 35.42) 25.531 8 . 189433 . 2 ( 32 . 4 32 . 5 645 . 1 1 361106 . 12 3 2 1 计算圆周速度 smsmv/89 . 2 / 100060 144035.42 计算齿宽 b 及模数 nt m b=1mmmm3

15、5.4235.42 24 . 1 30 14cos35.42 nt m h=2.25mmmnt79 . 2 24 . 1 25 . 2 74.13 79 . 2 35.42 h b 计算纵向重合度 37 . 2 14tan301318 . 0 tan318 . 0 1 z d 计算载荷系数 k 已知使用系数,根据 v=2.89m/s,7 级精度。1= a k 由图查得动载荷系数11 . 1 v k 由表查得42 . 1 h k 由图查得35 . 1 f k 由表查得,故载荷系数4 . 1= fh kk k=2.2142 . 1 4 . 111 . 1 1 按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，

16、有公式可得 52.57mmmm k k dd t t 3 3 11 6 . 1 21 . 2 35.42 计算模数1.37mm mm z d mn 30 14cos57.42cos 1 1 2.1.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 f safa d n yy z ykt m 1) 确定计算参数 计算载荷系数 1 . 235 . 1 4 . 111 . 1 1 ffva kkkkk 根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数37 . 2 88 . 0 = y 计算当量齿数 97.32 14cos 30 cos 33 1 1 z zv 31.142 14cos 120 co

17、s 33 1 2 z zv 查取齿形系数，由表可得 492 . 2 1fa y151 . 2 2 fa y 查取应力校正系数，由表查得 629 . 1 1 sa y813 . 1 2 sa y 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳mpa fe 500 1= 强度极限mpa fe 380 2 = 由图查取弯曲疲劳寿命系数 85 . 0 1 fn k88 . 0 2 fn k 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由公式可得 mpampa s kfn f 57.303 4 . 1 50085 . 0 1 1 mpampa s kfn f 86.238 4 . 1 38

18、088 . 0 2 2 计算大，小齿轮的并加以比较 f safay y 01766 . 0 5 . 303 151 . 2 492 . 2 1 11 f safay y 01236 . 0 86.238 1813 . 1 629 . 1 2 22 f safay y 小齿轮的数值大 2) 设计计算 mmmn09 . 1 01766 . 0 65 . 1 301 )14(cos88. 03611021 . 2 2 3 2 2 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳 n m 强度计算的法面模数，取=1.5，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度 n m n m 算得的分度圆直径

19、来计算应有的齿数，于是由mmd57.42 1 27.5 5 . 1 14cos57.42cos 1 1 n m d z 取，则28 1 z121 12 uzz 验算传动比误差 100=0.95 32 . 4 32 . 4 - 28 121 i -5i5,合适。 2.1.1.4 几何尺寸计算 1)计算中心距 mmmm mzz a n 2 . 115 14cos2 5 . 1)12128( cos2 )( 21 将中心距取 a=115mm 2)把圆整后的中心距修正螺旋角 952.13 1152 5 . 1)12128( arccos a2 )( arccos 21n mzz 3) 其它主要几何尺寸

20、 mmzmd n 28.43952.13cos/285 . 1cos/ 11 mmzmd n 05.187952.13cos/1215 . 1cos/ 22 mmmmdb d 6 . 3428.438 . 0 1 取，则取mmb35 2 mmb40 1 2.1.2 轴和轴相啮合的一对齿轮设计 2.1.2.1 选精度等级、材料及齿数 1)材料选择及热处理方法 所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表得， 选用的材料为： 小齿轮选用 40cr 调制处理 硬度为 280hbs 大齿轮选用 45 钢 调制处理 硬度为 240hbs 两者的材料硬度差为 40hbs。 2)精度等级选用

21、 7 级精度。 3)选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为。30 1 =z92 2 z 4)选取螺旋角，初选螺旋角。=14 2.1.2.2 按齿面接触强度设计 由公式可得 3 2 1 1 ) ( u 1 2 h eh d t t zzutk d + 3) 确定公式内的各计算数值 试选6 . 1= t k 由图选取区域系数433 . 2 = h z 由图可查得， 则78 . 0 1 87 . 0 2 65 . 1 87 . 0 78 . 0 21 小齿轮的转矩为mmnmnt14830030.148 1 由表选取齿宽系数1= d 由表查得材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 mpaze= 按图查得小

22、齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲mpa h 600 1lim = 劳极限mpa h 550 2lim = 由式可得，计算应力循环次数 =，1030083114406060 11 = h jlnn 9 1022 . 6 9 2 1044 . 1 n 由图取接触疲劳寿命系数,90 . 0 1 hn k95 . 0 2 = hn k 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 s=1，由式可得 mpampa s khn h 54060090 . 0 1lim1 1 mpampa s khn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 = 计算接触应力 mpampa hh h 2

23、5.531 2 5 . 522528 2 21 2)计算 计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 t d1 mmd t 4 . 63) 75.531 8 . 189433 . 2 ( 08 . 3 08 . 4 65 . 1 1 1483006 . 12 3 2 1 计算圆周速度 smsmv/11 . 1 / 100060 3 . 333 4 . 63 计算齿宽 b 及模数 nt m b=1mmmm 4 . 63. 4 .63 mm z d m t nt 05 . 2 30 14cos 4 . 63cos 1 1 h=2.25mmmnt61 . 4 05 . 2 25 . 2 75.13 61 .

24、 4 4 . 63 h b 计算纵向重合度 38 . 2 14tan301318 . 0 tan31 . 0 1 z d 计算载荷系数 k 已知使用系数,根据 v=1.11m/s,7 级精度。1= a k 由图查得动载荷系数05 . 1 v k 由表查得41 . 1 h k 由图查得35 . 1 f k 由表查得,故载荷系数4 . 1 fh kk k=1.9935 . 1 41 . 1 05 . 1 1 按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得 67.2mmmm k k dd t t 3 3 11 65 . 1 99 . 1 4 . 63 计算模数2.17mm mm z d mn 30

25、 14cos 2 . 67cos 1 1 2.1.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 f safa d n yy z ykt m 1)确定计算参数 计算载荷系数 98 . 1 35 . 1 41 . 1 05 . 1 1 ffva kkkkk 根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数38 . 2 88 . 0 = y 计算当量齿数 8 . 32 14cos 30 cos 33 1 1 z zv 7 . 100 14cos 92 cos 33 1 2 z zv 查取齿形系数，由表可得 483 . 2 1fa y179 . 2 2 fa y 查取应力校正系数，由表查得 62

26、7 . 1 1 sa y791 . 1 2 sa y 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳mpa fe 500 1= 强度极限mpa fe 380 2 = 由图查取弯曲疲劳寿命系数 85 . 0 1 = fn k88 . 0 2 fn k 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由公式可得 mpampa s kfn f 57.303 4 . 1 50085 . 0 1 1 = = mpampa s kfn f 86.238 4 . 1 38088. 0 2 2 计算大，小齿轮的并加以比较 f safay y 013302 . 0 57.303 627 . 1 482

27、 . 2 1 11 f safay y 012199 . 0 86.238 791 . 1 627 . 1 2 22 f safay y 小齿轮的数值大 2)设计计算 mmmn56 . 1 013302 . 0 65 . 1 301 )14(cos88 . 0 14830098 . 1 2 3 2 2 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳 n m 强度计算的法面模数，取=2，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算 n m n m 得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由mmd 2 . 67 1 32.6 2 14cos 2 . 67cos 1 1 n m d z 取，则3

28、3 1 =z102 12 uzz 验算传动比误差 100=0.31 08 . 3 08 . 3 - 33 102 i -5i0.07d,故 h=4mm，则轴环段的直径为 60mm，轴肩宽度 b 取 10mm。 轴承端盖的厚度 e=10mm,根据轴承做的尺寸可以得到 m=18mm,因此轴承端 盖的总宽度为 28mm。根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求取端盖 与半联轴器,右端面的距离为 30mm。 齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内 壁距离，齿轮端面到内壁的距离。mm8 3 =mm152= 此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 图 2-2 3)轴上零件的周

29、向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，查表得齿轮上的平键截 面 bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 49mm。同时为了保证齿 轮有轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 h7/n6。滚动轴承 与轴的周向定位是由配合来保证，此处轴的直径的公差为 m6。 2.2.2.5 求轴上的载荷 1)首先根据轴上的结构图，做出轴的计算简图，如图 2-3 所示。 已知,，nft97.4127nfr03.1532nfa99.1031 在确定轴承的支点位置时，从手册中查取 a 值，对于 7010c 型圆锥滚子轴 承从手册中查得 a=16.7mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距

30、。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭mmmmmmll176 5 . 55 5 . 120 32 矩图。 图 2-3 2)根据垂直面受力图求垂直面支座约束反力，并画出垂直面内的弯矩图， 如图 2-4 所示。 0- 2 )( 2 3 232 =+lf df llf r a nv 所以nfnv 4 . 849 2 nfff nvrnv 63.682- 21 mmnlfm nvv 915.82256 211 mmnlfm nvv 7 . 42894 322 图 2-4 3)根据水平面受力图求垂水平支座约束反力，并画出水平面内的弯矩图， 如图 2-5 所示。 0)( 2322 lfllf tnh 所以n

31、fnh25.2826 2 nfff nhtnh 72.1301- 21 mmnmh875.156856 图 2-5 4)求合成弯矩，并画出合成弯矩图，如图 2-6 所示。 mmnmmnmmm hv 7 . 189502875.156856915.82256 2222 11 mmnmmnmmm hv 03.164213875.156856 7 . 42894 2222 22 图 2-6 5)求扭矩，并画出扭矩图，如图 2-7 所示。 t=433850mmn 图 2-7 6)从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出 c 是轴的危险截面。现将计算 出的截面 c 处的,，t 及 m 的值列于下表，如表 2

32、-1 所示。 h m v m 表 2-1 载荷水平面 h垂直面 v 支反力 f,nfnh72.1301 1 nfnh25.2826 2 ,nfnv 4 . 849 1 nfnv63.682 2 弯矩 mmmnm h 875.15685 mmnm v 915.82256 1 mmnmv 7 . 42894 2 总弯矩 mmnm 7 . 189502 1 mmnm03.164213 2 扭矩 tmmnt 433850 3 2.2.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 c)的 强度。按照公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动

33、循环变 应力，取，轴的计算应力6 . 0= mpampa w tm ca 6 . 25 601 . 0 )4338506 . 0( 7 . 189502)( 3 222 3 2 1 前面已经选定了轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得。因mpa60 1 = 此，故安全。 1 ca 2.2.3 轴的设计 2.2.3.1 求出作用在齿轮上的力 齿轮分度圆直径mmd28.43 1 圆周力nn d t ft67.1668 28.43 3611022 1 1 径向力nfff ttr 30.619 952.13cos 20tan cos tan 轴向力nfff tta 17.417952.13tanta

34、n 2.2.3.2 选择轴的材料及确定许用应力 因为前面所设计的齿轮，所以该齿轮要做成轴齿轮。根据前面齿轮dda2+ 所以轴承 1 被放松，轴承 2 被压紧。 nfff daa 04.1025 21 =+=nff da 23.314 22 = 01627 . 0 63000 04.1025 0 1 = c fa 00498 . 0 63000 23.314 0 2 = c fa 2.3.1.3 求轴承当量动载荷和 1 p 2 p 因为 ，01627 . 0 0 1 = c fa 00498 . 0 0 2 = c fa 由表可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 轴承 1 , 轴承 2 , 1 1

35、 =x0 1 =y1 2 =x0 2 =y 因为轴承运转中有轻微的冲击载荷，由表可得，取，则2 . 11= p f1 . 1= p f nfyfxfp arp 77.561)( 11111 =+= nfyfxfp arp 51.1313)( 22222 =+= 2.3.1.4 验算轴承的寿命 因为,所以按照轴承 2 的受力验算 12 pp hlh p c n l hh 720001072 . 3 ) 51.1313 59000 ( 144060 10 )( 6 10 6 3 10 3 10 1 6 = = 所以所选轴承的寿命足够。 24 键强度的校核 2.4.1 轴上键强度的校核 2.4.1.

36、1 确定许用应力 由第二章的设计计算可知，该连接为静联接，选用圆头平键(a 型)，平键 截面 bh=16mm10mm，长为 50mm。 联接中轮毂材料的强度最弱，由表可以查得mpa p 110= 2.4.1.2 确定键的工作长度 键的工作强度mmmmmmbll3218-50-= 2.4.1.3 强度计算 由公式可得： ppp mpampa dhl t 12.109 321164 10629.6144 4 3 = = 所以所选的键联接强度足够。 第三章 箱体结构及减速器附件设计 31 箱体设计 3.1.1 铸造箱体的结构设计 减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内 零件的良好的润滑和可靠的密封。 设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。 箱体尺寸主要按照经验确定，减速器的主要尺寸