二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

1 二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书 一 . 课程设计书 设计要求 : 表一 : 题号 参数 1 运输机工作拉力（ 输机工作速度（ m/s） 筒直径（ 350 电机 每天 2 班制 8小时，一年按 300 天，寿命为 10年 二 . 设计要求 轮零件图各一张 ( 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. 设计 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 2 11. 联轴器设计 置总体设计 方案 : 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 其传动方案如下： 图一 :(传动装置总体设计图 ) 4初步确定传动系统总体方案如 :传动装置总体设计图所示。 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a5453221 a 1 联轴器 的效率：取 每对齿轮啮合传动的效率（ 7级精度 ），取 3 滚动轴承的效率，取 4 套筒传动链效率，取 5 1） 电动机所需工作功率为： P P / 1800 000 执行机构的曲柄转速为 nD60 = 2）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 2 30， 则总传动比合理范围为 i 8 60，电动机转速的可选范围为 n i n（ 860） 484 3630r/ 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， 3 选定型号为 4 的三相异步电动机，额定功率为 载转速420 r/步转速 1500r/ 表 二 表 三 （ 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n /n 1420/ 2） 分配 传动装置传动比 i i 式中10, 方案 电动机型号 额定功率 动机转速 电动机重量 N 参考价格 元 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V 带传动 减速器 1 1500 1420 470 230 心高 外型尺寸 L（ + 脚 安 装 尺寸 A B 地 脚 螺 栓孔直径 K 轴伸尺寸 D E 装 键 部 位 尺寸 F 32 515 345 315 216 178 12 36 80 10 41 4 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i 3，则减速器传动比为 i 0/ 据各原则，查图得高速级传动比为 1i 2i 1/ （ 1） 各轴转速 n 0/1420/3 n1/ n n/ 2i r/n=n=r/ 2） 各轴输入功率 P Pp 23 PP 23 PP 1 3= 3） 各轴输入转矩 轴 ： T 9550550 轴 ： T 9550 P / n =9550 轴 ： T 955033550 同 轴 ： 卷T =955044550 根据电动机所需的功率 420r/动比 i=3；每天工作 8 小时，二班制，工作年限十年。计算 课本得工作系数： K ,式中 为工作情况系数， p 为传递的额定功率 ,既电机的额定功率 . 选择带型号 根据 k ,查课本得 选用带型为 选取带轮基 准直径21, dd 查课本得 小 带 轮 基 准 直 径 01 ， 则 大 带 轮 基 准 直 径 7 0903102 ,式中为带传动的滑动率，通常取（ 1% 2%），查课本 后取 802 。 验算带速 v 35/42090100060 1 在 5 25m/s 范围内，带充分发挥。 确定中心距 a 和带的基准长度 由于 , 所以 初 步 选 取 中 心 距 a ：5 5 0)2 8 090(10 dd 初定中心距 000 ，所以带长 , 15994)()(22 0220 121 查课本 选取基准长度d 1600 得实际中心距 002/)1 5 9 91 6 0 0(50020 a xm 中心距的变化范围 476 548 验算小带轮包角158180180 121 a dd 角合适。 确定 v 带根数 z 计算单根 01 ， 420 ，查表 8而根据 4201 传动比 30 i,和 A 带型，查表 80p=课本表 8K =是0p+0p） =（ 00选 Z=3 根带。 6 计算预紧力0,故 : 单根普通带张紧后的初拉力为 2 9 4 0 0 0 220 计算作用在轴上的压轴力 4 821 5 8s i 7322s i 0 （一）高速级齿轮传动的设计计算 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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （ 1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 45调质，齿面硬度为 小齿轮 280取小齿齿数 1Z =24 高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮 240 i24= 取 77. 齿轮精度 按 10095 1998，选择 7级。 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2131 )(12 确定各参数的值 : 试选课本选取区域系数 由课本 7 则 小齿轮传递转矩 411 i n/ 5 0 0 09 5 5 0 0 0 0 由表 101。 由表 10Z = 由图 10 齿 面 硬 度 查 的 小 齿 轮 的 解 除 疲 劳 强 度 极 限1=600大齿轮的接触疲劳强度极限 502 。 由课本计算应力值环数 0n1 0 1（ 2 8 300 10） =109 h =109 h (数比 ,即 2查课本 10 得： = =齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式 10 H 1 =600=540 H 2 =550= 许用接触应力 M P )( 21 算 小齿轮的分度圆直径 (12 = 43 计算圆周速度 100060 11nd t 060 计算齿宽 b 8 b=td =算摸数 =14 t 计算齿宽与高之比 齿高 h= =计算纵向重合度 =d 14t a a n =计算载荷系数 K 使用系数 据 ,7级精度 , 查课本由表 10动载系数 查课本由表 10 KH= )d2d+103 b =+1) 1+103 课本由表 10 KF=课本由表 10 : KH=载 荷系数 : K K K K=按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =3 =计 算模数4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 )(c 确定公式内各计算数值 9 小齿轮传递的转矩 m 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 24， z i z 24 动比误差 i u z / z 77/24 i 5，允许 计算当量齿数 z z / 24/ 4 z z / 77/ 4 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得 1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K K K K K K = 查取 齿形系数 Y 和应力校正系数 Y 查课本由表 10 齿形系数 Y Y 应力校正系数 Y Y 根据纵向重合度= 从图 10Y 计算大小齿轮的 由图 10得小齿轮的弯曲疲劳强度 1=500 802 。 查课本由表 10 取弯曲疲劳安全系数 S= F 1 = F 2 = 013 111 Y 10 222 Y 大齿轮的数值大 设计计算 计算模数 n o 243 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 1357整为标准模数 ,取 要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 计算应有的齿数 z1= 取 26 那么 26=83 几何尺寸计算 计算中心距 a= 21 = 14)8326( =将中心距圆整为 112按圆整后的中心距修正螺旋角 = 22 2)8326(a r c c o ( 21 因 值改变不多 ,故 参数,k, 计算大 度圆直径 计算齿轮宽 度 B= 圆整的 552 B 601 B （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 小齿轮 280取小齿齿数 1Z =30 速级大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 大齿轮 280 30= 11 圆整取 74. 齿轮精度 按 10095 1998，选择 7级。 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 试选 查课本由图 10取区域系数 试选 ,查课本由图 101= 2=力循环次数 60 j 0 1 (2 8 300 10) =108 108 由课本图 10 查课本由2070齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 501 , 大齿轮的接触疲劳强度极限 501 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H 1 = 4951 H 2 =550/1=506 2 )( 2查课本由表 10E =dT=105 22 /105 159470 22131 ) 94 3 9 4 7 (12 =2. 计算圆周速度 12 1 0 0 060 0 060 21 nd 3. 计算齿宽和模数 齿宽 b=d 模数 t o 4. 计算齿宽与齿高之比 齿高 h=. 计算纵向重合度 a a o 6. 计算载荷系数 K KH=+2)+10 3 b =+ 10 3 用系数 同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值 KF= KH=KF=载荷系数 K=. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 计算模数 o 3. 按齿根弯曲强度设计 mc 确定公式内各计算数值 （ 1） 计算小齿轮传递的转矩 m （ 2） 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 30， z i z 30 动比误差 i u z / z 0 13 i 5，允许 （ 3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得 1 （ 4） 初选 螺旋角 初定螺旋角 14 （ 5） 载荷系数 K K K K K K = 6） 当量齿数 z z / 30/ 4 z z / 74/ 2 课本1970 和应力修正系数 Y 1 Y 7 7 3 1 Y （ 7） 螺旋角系数 Y 轴向重合度= 据图 10得螺旋角影响系数 Y 8） 计算大小齿轮的 查课本由2040查课本由2020 S= F 1 = 8 F 2 = 计算大小齿轮的 并加以比较 0 1 6 0 8 6 3 2111 Y 222 Y 大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算 . 14 计算模数 n 1 7 0 o 9 4 7 23 o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 1357整为标准模数 ,取 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计算应有的齿数 . z1= 39 39= 取 96 初算主要尺寸 计算中心距 a= 21 = 14)9639( =将中心距圆整为 139 修正螺旋角 = 92 2)9639(a r c c o ( 21 因 值改变不多 ,故参数,k,分度圆直径 计算齿轮宽度 d 圆整后取 01 52 主动轴轴的设计 选用 45#调质，硬度 217 255 c=115， d c 73/33 考虑有键槽，将 直径增大 5%，则 d=（ 1+5%） 以选 d=22 1）轴的结构图 15 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 段： 22度取 58 因为 h=2c， c=段： 2d = 8222 11 ，所以 2d =28 02 初选用 7306c 型角接触球轴取其内径为 30度为 19 段直径 2 0,3533 。 选用套筒，长度为 120径 d=36 段，安装齿轮处的直径 14 ，右端与右轴承之间采用套筒定位，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，取 84 ，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度 h h=3，则轴肩 d=47度 L=10 段；直径 5,3555 。 轴支撑跨距 L=311 3）轴上的载荷 分度圆直径：已知 求转矩：已知 圆周力 9 1 8502/2 22 . 求径向力 n 72514co 3 4co st 轴向力 t 214t a 3 414t a n 4)绘图 绘制轴受力 简图 绘制合弯矩图 16 绘制扭矩图 5)按弯扭矩应力校核轴的强度 取 ，轴的计算应力 (m a x)( 223 2222 已选定轴的材料为 45#钢，调质处理，查表 15 1 =60此 1安全。所以该轴强度足够。 中间轴的设计 5#调质处理，硬度 217 255 c=115， 7/ 5/ 33 虑有键槽，将直径增大 5%，则 d= 1+5%） 以选 d=32段： ,55,32 11 初选用 7307c 型角接触球轴承，内径为 35度为 21 段： 3,36 22 安装齿轮处左端用轴套进行定位，右端采用轴肩进行轴向定位， d=42L=20 段： 833 安装齿轮处左端用轴肩进行轴向定位，右端用 轴套进行定位。 段： 5,34 44 17 初选用 7307c 型角接触球轴承，内径为 35度为 21支承跨距 L=266 高速轮 分度圆直径： 求转矩：已知 1 5 9 4 圆周力 6 3/2 22 . 求径向力 n 914co 6 3co st 轴向力 t o 低速轮 分度圆直径：已知 求转矩：已知 1 5 9 4 圆周力 22 . 求径向力 n 1 4 9 014co 7 1co st 轴向力 t a a n 绘制轴受力简图 绘制弯矩图 绘制扭矩图 18 =159471 M P 159 47 m a x 3 2222 轴的材料为 45#钢调质处理，查表得 1 =60此 1 ，故安全。 输出轴的设计 选用 45#调质，硬度 217 255 c=115， d c 5/ 3333 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=（ 1+5%） 以选 d=42 1）轴的结构图 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 段： 42度取 60选用 7309c 内径为 45度为 25mm，h=2c， c=1 段： 2d = 6222 11 ，所以 2d =46 82 安装齿轮处的左端采用轴肩膀定位，右端与油轴承之间采用垫圈定位。 段直径 5,4833 。 段，安装齿轮处的直径 44 ， 84 。 段；直径 5,4255 。 轴支撑跨距 L=311 3）弯矩复合强度计算 分度圆直径：已知 19 求转矩：已知 376 91 圆周力 求径向力 49 0: 轴向力 4)绘图 绘制轴受力简图 绘制弯矩图 绘制扭矩图 5)按弯扭矩应力校核轴的强度 取 ，轴的计算应力 ) )(m a x)( 223 2222 已选定轴的材料为 45#钢，调质处理，查表 15 1 =60此 1安全。所以该轴强度足够。 已知： 343 534 20 1） 初步计算当量动载 P )(1.2， 查表 13 p=） 求轴承应用基本额定功率动载荷值 7 99010606 手册选择： 7307查表得： X=1， Y=0 则 4 8 9 8 1601 0 6 h 48000h 则 轴 承寿命合适 选择键联接的类型和尺寸 根据 1d =41 2d =46 应用 查表 6 键宽 12 8 1L =58 14 9 2L =78 由前面知： 校和键联接的强度 查表 6 p=110 111 86 222 84 11121 4 p M P p 22232 4 p M P p 两者都合适 21 减速器的箱体采用铸造（ 成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进 行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视 孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各 22 安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 . 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 设计依据 设计结 果 箱座壁厚 = 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 箱盖壁厚 1 （ 8 8 箱座凸缘厚度 b 12 箱盖凸缘厚度 1b 12 箱座底凸缘厚度 2b 20 地脚螺栓直径 2 16 地脚螺栓数目 n a 250 时， n=4 4 轴承旁联结螺栓直径 1d 12 箱盖与箱座联接螺栓直径 2d (8 轴承端盖螺钉直径 3d （ 8 轴承端盖螺钉数目 n n 4 窥视孔盖螺钉直径 4d (位销直径 d (2d 承旁凸台半径 1R 0 凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳 手操作为准 54 外箱壁至轴承座端面距离 1l c1+(5 8) 32 大齿轮顶圆距内壁距离 1 12 齿轮端面与内壁距离 2 15 箱盖、箱座肋厚 m m 23 轴承端盖凸缘厚 度 t (1 3