二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计书

1 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计书 （一）、 课程设计的设计内容 1、 设计数据及要求 （ 1） 、 F=4800N d=500 v=s 机器年产量： 小批 ； 机器工作环境： 有粉尘 ； 机器载荷特性： 较平稳 ； 机器的最短工作年限： 8 年 ； 其传动转动装置图如下图 1示。 图 级斜齿圆柱齿轮减速器 2 （ 2） 课程设计的工作条件 设计要求 ： 误差要求：运输带速度允许误差为带速度的 5%； 工作情况：连续单向运转，载荷平稳； 制造情况：小批量生产。 （ 二）、 电动机的选择 1 选择电动机的类型 按按照设计要求以及工作条件，选用一般 压为 380V。 2、工作机所需的有效功率 由文献 7中 得 式中： P 工作机所需的有效功率（ T 运输带所需扭矩（ N m） n 运输带的转动速度 3、 电动机的功率选择 根据文献【 2】中查得 联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒 传动装置的总共率： 424234221 电动机所需的工作功率 ： 0 0 0 0 电动机工作功率 ： 卷筒轴工作的转速：m 确定电动机的转速 3 m 00060100060 rd vn w 电动机转速的可选范 围 ：m 2 5)408( 取 1000。 4、选择电动机 选电动机型号为 4，同步转速 1500r/载转速 970r/定功率 三）、 确定总传动比及分配各级传动比 1、传动装置的总传动比 式中：总传动比 电动机的满载转速（ r/ 2、 分配传动比 取 又故 i， i 3、各轴的转速计算 m 7 0 d m i n/ 0 m 2 4、 各轴输入功率计算 d 4 4 4 5、 电机输出转矩： 6 6、 各轴的转矩 d 3 7 71 轴 名 功率 P/ 转矩 T/N/m 转速n/r/传动比 i 效率 / % 输入 输出 输入 输出 电 机 轴 70 9 轴 70 8 轴 7 轴 轴 6 5 二、 第二章节 （ 一）、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用 45#钢，表面淬火，齿面硬度为 40 55轮均为硬齿面。 选用 7 级精度。 （二） 、轮齿传动校核计算 1、 高速级 (1)、 传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定 按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献 1式 得： 2式中各参数为： （ 小齿轮传递的转矩： 0 （ 初选 1z =24, 则 式中： 2z 大齿轮数； i 高速级齿轮传动比。 （ 由参考文献 1 取齿宽系数 0.1d 。 （ 初取螺旋角 14 。由参考文献 1式 计算齿轮传动端面重合度： s)1 2 71241(co s)11(1 参考文献 1 重合度系数Y= 6 由式 a a 由图 得螺旋角系数 Y（ 初取齿轮载荷系数 （ 齿形系数 应力修正系数 齿轮当量齿数为 o o s 3311 o o s 3322 1 得齿形系数 12参考文献 1 得应力修正系数 12 许用弯曲应力可由参考文献 1 式 得：Y 由参考文献 1 h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 5001F 3802F 由参考文献 1 安全系数 小 齿 轮 1 和 大 齿 轮 2 的 应 力 循 环 次 数 分 别 为 ：911 中： a 齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 齿轮工作时间。 由参考文献 1 得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 M P = 0 1 2 7 5 5 9 11 F 0 1 5 7 9 7 7 22 F 7 所以 22 5 7 o c o （ 2）、计算传动尺寸 （ 计算载荷系数 K 由参考文献 1 得使用 K 1100060 11 由参考文献 1 得动载系数 08.1由参考文献 1 得齿向载荷分布系数 K ； 由参考文献 1 得齿间载荷分配系数 K ，则 （ 对 1d 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献 1 表 整为 （ 计算传动尺寸。 中心距 n o 2724(2c o 21 圆整为 156正螺旋角 2724(2a r c c o a r c c o s 21 n 8 小齿轮分度圆直径 n 724241 5 62c o s 11 大齿轮分度圆直径 n 71 2 7271 2 71 5 62c o s 22 圆整 b=20 01 ， 52 式中： 1b 大齿轮齿厚； 2b 小齿轮齿厚。 (3)、校核齿面接触疲劳强度 由参考文献 1 式 式中各参数： （ 齿数比 （ 由参考文献 1 得弹性系数 M 。 （ 由参考文献 1 得节点区域系数 Z 。 （ 由参考文献 1 得重合度系数 Z （ 由参考文献 1 得螺旋角系数 Z（ 由参考文献 1 式 计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献 1 分别查得 M 001 ， M P 502 ； 寿 命 系 数 ， 由 参 考 文 献 1 得 安全系数，由参考文献 1 得 4.1故 9 M P 1111 满足齿面接触疲劳强度。 2、低速级 （ 1）、 传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献 1式 得： 3 2112 式中各参数为： （ 小齿轮传递的转矩： （ 初选3z=24, 则 式中： 4z 大齿轮数； i 低速级齿轮传动比。 （ 由参考文献 1 取齿宽系数 0.1d （ 初取螺旋角 14 。由参考文献 1式 计算齿轮传动端面重合度： s)911241(co s)11(3 由参考文献 1 重合度系数Y= 由式 a a 由图 得螺旋角系数 Y（ 初取齿轮载荷系数 （ 齿形系数 应力修正系数 齿轮当量齿数为 10 o s 24c o s 3333 zz v， o s o s 3344 zz 1 得齿形系数34参考文献 1 得应力修正系数3 许用弯曲应力可由参考文献 1 式 得：Y 由参考文献 1 h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 5003F 804 由参考文献 1 安全系数 小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循环次数分别为： 中： a 齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 齿轮工作时间。 由参考文献 1 得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 M P 2 0 = 0 1 2 7 55 9 33 0 1 5 7 97 7 44 所以 44 初算齿轮法面模数1 o c o （ 2）、计算传动尺寸 （ 计算 载荷系数 K 由参考文献 1 得使用 K 00601 0 0060 33 由参考文献 1 得动载系数 08.1 由参考文献 1 得齿向载荷分布系数 K ； 由参考文献 1 得齿间载荷分配系数 K ，则 （ 对圆整为标准模数 3 由参考文献 1 表 整为 （ 计算传动尺寸。 中心距 n 814c o 124(2c o 43 圆整为 129正螺旋角 124(2a r c c o a r c c o s 43n 小齿轮分度圆直径 n o o 大齿轮分度圆直径 n o o d 9 3 12 圆整 b=55 53 ， 04 式中： 3b 大齿轮齿厚； 4b 小齿轮齿厚。 （ 3）、校核齿面接触疲劳强度 由参考文献 1 式 式中各参数： （ 齿数比 （ 由参考文献 1 得弹性系数 M 。 （ 由参考文献 1 得节点区域系数 Z 。 （ 由参考文献 1 得重合度系 数 Z（ 由参考文献 1 得螺旋角系数 Z（ 由参考文献 1 式 Z 计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献 1 分别查得 M P 001 ， M P 502 ； 寿 命 系 数 ， 由 参 考 文 献 1 得 安全系数，由参考文献 1 得 S 。故 M P 13 131 满足齿面接触疲劳强度。 三、第三章节 （一）、减速器轴及轴承装置、键的设计 1、轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 （ 、输入轴上的功率 m in/1 和转速转矩 (、求作用在齿轮上的力 a o a o st a (、初定轴的最小直径 a 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 112A （ 以 下 轴 均 取 此 值 ）， 于 是 由 式 初 步 估 算 轴 的 最 小 直 径 05 0 2 3311m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 1d 与联轴器的孔径相适应 ,故需同时选取联轴器型号 表 14虑到转矩的变化很小 ,故取 ， 查机械设计手册，选用 公称转矩为 160000N。半联轴器的孔径 14 221 d ，故取 21 半联轴器长度 L 42，半联轴器与轴配合的毂孔长度01 。 （ 轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）、为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度 ,故取段的直径 5,2422 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 1L =30为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1l 的长度应该比 1L 略短一点。取81 （ 2） 、初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 42 ， 初选型号 6205 轴承 ，其尺寸为155225 基本额定动载荷 4 基本额定静载荷， 1 6 ，故 583 ,轴段 7 的长度与轴承宽度相同 ,故取 583 (3)、取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取 44 。 为减小应力集中 ,并考虑右轴承 的拆卸 ,轴 段 4 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径a 314 （ 4）、轴段 5上安装齿轮 ,为便于齿轮的安装 , 5d 应略大于 4d ,可取 55 固定 ,为使套筒端面顶在齿轮左端面上 ,即靠紧 ,轴段 5 的长度5若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 0 ,故取 85 。齿轮右端用肩固定 ,由此可确定轴段 6 的直径 , 轴肩高度,取 06 , ,故取 6 为减小应力集中 ,并考虑右轴承的拆卸 ,轴段 7 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径即 a 317 ， 27 （ 5）、取齿轮齿宽中间为力作用点 ,则可得 21 15 (6)、参考表 15 2，取轴端为 451 ，各轴肩处的圆角半径见 。 输入轴的结构布置 （ 1、 5）、受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 FF 5 8 432 3 6 52 5 8 4 （）、在垂直面上 72,03213 故 总支承反力 7 6 8 2222 16 （ 3）、计算弯矩并作弯矩图 ）水平面弯矩图 7 3 7 3 5 ）、垂直面弯矩图 4 8 4 7 83 ）、合成弯矩图 4 3 4 8 7 3 5 2222 6 5 4 7 7 3 5 2222 （ 4）、计算转矩并作转矩图 （ 5）作受力、弯距和扭矩图： 17 （ 6）、选用键校核 键连接：联轴器：选单圆头平键（ C 型） 5,66 齿轮：选普通平键 （ A 型） 5,78 联轴器 :由式， M p 25(查表，得 M 20100 ，键校核安 全 齿轮 : M p 45( 18 查表 6 2， 得 M 2 01 0 0 ，键校核安全 （ 7）、按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知， C 处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故 c 截面为危险截面。根据式，并取 ，轴的计算应力 M p 9 7 ( 1 由表查得 Mp ， 1 故安全 （ 8）、校核轴承和计算寿命 1）、校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷 7 2222 轴向载荷 3 由 8 2 3，在表取 X 表中介于 间，对应的 e 值为 间，对应 Y 值为 于是，用插值法求得7 8 0 4 2 Y ，故 7 8 由表取 2.1则， A 轴承的当量动载荷 8 9) 77 8 ，校核安全 该轴承寿命 6 4 5 7) 8 91 4 0 0 0(9 7 06010)(6010 36316 2）、校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 7 6 8 2222 当量动载荷 7 7 ，校核安全 该轴承寿命 5 2 7) 7 31 4 0 0 0(9 7 06010)(6010 36316 2 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 （ 2、 1）、 中间轴上的功率 ,转速 m 22 19 转矩 （ 2、 ）、求作用在齿轮上的力 高速大齿轮 : a 1 3t a a 1 3a 1 32211113221低速小齿轮 : 4 720t a 0 4 3t a 0 4 322223122（ 、初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。 根据表，取 112A ， 于是由式初步估算轴的最小直径 24 4 23 220m i n 这是安装轴承处轴的最小直径 1d （ 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初选型号 6208的深沟球轴承 参数如下 188040 7 a 73 基本额定动载荷 r 基本额定静载荷 r 故 071 。 轴段 1 和 7 的长度与轴承宽度相同 ,故取 871 ， a 4762 ， 262 2 )、轴段 3 上安装低速级小齿轮 ,为便于齿轮的安装 , 3d 应略大与 2d ,可取 03 。齿轮左端用套筒固定 ,为使套筒端面顶在齿轮左端面上 ,即靠紧 ,轴段 3 的长度3若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 01 ，取 03 。小 齿轮右端用轴肩固定 ,由此可确定轴段 4的直径 , 轴肩高度 ,取 54 , ,故取 4 3)、轴段 5上安装高速级大齿轮 ,为便于齿轮的安装 , 5d 应略大于 6d ,可取 05 。齿轮右端用套筒固定 ,为使套筒端面顶在齿轮右端面上 ,即靠紧 ,轴段 5的长度5若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 0 ，取 65 。大 齿轮左端用轴肩固定 ,由此可确定轴段 4 的直径 , 轴肩高度 20 ,取 54 , ,故取 4 。 取齿轮齿宽中间为力作用点 ,则可得 11 , 02 ， 93 4）、参考表 15 2，取轴端为 各轴肩处的圆角半径见 。 中间轴的结构布置 （ 轴的受力分析、弯距的计算 1 ） 、 计 算 支 承 反 力 ; 水平面上 5 4597071 )5970( 0 4 1 3)( 321 32231 Y 51 0 5 0 4 1 321 在垂直面上： 21 4 2597071)5970( 4 2,0321)32(222131故 4 4 4 221 总支承反力： 1 4 5 4 222222 9 4 0 2 2222 2)、计算弯矩 在水平面上： 7 7 6 0 231 9 9 9 5 412 7 7 6 911 9 9 9 322 在垂直面上： 4 9 0 4 731 5 42 4 7221311 5 7 4 4 212 5 4 2 31111 5 7 4 722 4 9 0 511 故 X 4 8 5 4 9 0 7 7 6 9 2212121 X 5 3 2 5 4 2 7 7 6 9 221211211 X 2 2 2 5 7 4 9 9 9 3 2222222 3)、计算转矩并作转矩图 22 （ 作受力、弯距和扭距图 （ 选用校核键 ）低速级小齿轮的键 由表选用圆头平键（ A 型） 812 56L 4 由式， M 62 2 查表，得 M 20100 ，键校核安全 2）高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键（ A 型） 812 6 ， 4 23 由式， M p ak d 查表，得 M 20100 ，键校核安全 （ 按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知， 2 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集 中，为危险截面 根据式，并取 M p ( 222 由表查得 ,60 121 Mp a，校核安全。 （ 校核轴承和计算寿命 ）校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷 9 4 5 4 2222 轴向载荷 50 9 5 F,查表 13 X=1,Y=0,按表 13.1取0.1故 9 0) 9 01( 因为 ， 校 核 安 全 。 该 轴 承 寿 命 2 1) 9 02 9 5 0 0()(6010 260610326 ）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 9 4 0 2 2222 当量动载荷 P 9 2 ，校核安全 该轴承寿命 1 4) 9 22 9 5 0 0( 26010)(6010 3626 查表 13预期计算寿命 L 1 2 0 0 0 ，故 安全。 出轴）及其轴承装置、键的设计 （ 输入功率 转速 m 转矩 （ 第三轴上齿轮受力 24 8 a 0 3t a 3 a 0 3a 0 51 0 0 6 5223333433 5 720t a 0 3t a （ 初定轴的直径 轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径 3 2 2/ 33 330m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 1d 与联轴器的孔径相适应 ,故需同时选取联轴器型号 表 14虑到转矩的变化很小 ,故取 ， 1 6 查机械设计手册，选用 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2500N。半联轴器的孔径01 ，故取 01 半联轴器长度 L 42，半联轴器与轴配合的毂孔长度 01 。 （ 、轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）、为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度 ,故取段的直径 9,65 22 。半联轴器与轴配合的毂孔长度1L=30为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1l 的长度应该比 1 81 （ 2 ） 、初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 52 ， 初选 型号 30213圆锥滚子轴 承 ，其尺寸为 231 2 065 基本额定动载荷 20 基 本额定静载荷 52 ， a 74 a 111 ，故 583 ,轴段 7的长度与轴承宽度相同 ,故取 383 (3)、取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取 34 。 为减小应力集中 ,并考虑 25 轴承 的拆 卸 ,轴段 4的直径应根据 30213 的深沟球轴承的定位轴肩直径a 744 （ 4）、轴段 5上安装齿轮 ,为便于齿轮的安装 5d 应略大于 4d ,可取 05 固定 ,为使套筒端面顶在齿轮左端面上 ,即靠紧 ,轴段 5的长度5若毂长与齿宽 相同 ,已知齿宽 0 ,故取 55 。齿轮右端用肩固定 ,由此可确定轴段 6 的直径 , 轴肩高度 ,取 56 , ,故取为减小应 力 26 集中 ,并考虑右轴承的拆卸 ,轴段 7的直径应根据 20213的深沟球轴 承的定位轴肩直径即 a 747 ， 97 （ 5）、取齿轮齿宽中间为力作用点 ,则可得 0 9, 5,1 1 6 321 (6)、参考表 15 2，取轴端为 451 ，各轴肩处的圆角半径见 。 输出轴的结构布置 26 （ 1、 5）、受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 FF 9 0 332 33 0 9 0 3 8 23 （）、在垂直面上 7 12,0324333 故 7 3 03 总支承反力 5 7 8 9 6 222222 3 0 7 2222 （ 3）、计算弯矩并作弯矩图 ）水平面弯矩图 3 5 4 8 22 3 5 4 0 ）、垂直面弯矩图 27 7 2 7 12 9 7 61 0 83 ）、合成弯矩图 5 5 8 7 2 3 5 4 0 2222 7 7 6 9 7 3 5 4 0 2222 （ 4）、计算转矩并作转矩图 （ 5）作受力、弯距和扭矩图： （ 6）、选用键校核 28 键连接：联轴器：选单圆头平键（ C 型） 5,66 齿轮：选普通平键 （ A 型） 5,78 联轴器 :由式， M p 25( 6 544941 查表，得 M 20100 ，键校核安全 齿轮 : M