赖兴兴二级圆柱斜齿轮减速器设计.doc

广西工学院二级圆柱斜齿轮减速器 设计计算说明书院 系 机械工程系 专业年级 机自081 学 号 200800101020 设 计 者 赖兴兴 指导教师 高中庸 成 绩 目 录前言一. 设计课题二. 设计步骤1. 传动装置总体方案的设计2. 电动机的选择3. 运动和动力参数结果如下表 4. 设计带和带轮5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键的设计和计算8. 箱体结构的设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计三.结束语四.参考文献前 言机械设计课程设计是对我们这一个学期内对机械设计这门课的整体考察，是对我们专业素质的整体考察，也是锻炼同学们自主创新、设计及思考的一项课题。 这次课程设计的课题为“二级斜齿圆柱齿轮减速器”，要求我们综合运用机械设计、机械原理、机械制图等多方面专业技能，完成传动装置的设计、计算、绘制。在设计过程中涉及到了大学以来学到的专业知识，这是我们第一次真正接触实际设计的机会，也是我们创新能力、自主能力的一次锻炼和强化。一. 设计课题设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器，运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载起动，减速器小批量生产。此减速器用于处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作十年，户内使用。机械零件课程设计题目三：已知条件数据组号（5）鼓轮直径（mm）380传送运行速度（m/s）0.8传送带从动轴所需扭矩（N.m）1050二. 设计步骤 1.传动装置总体设计方案: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V带设置在高速级。 其传动方案如下： 图一:(传动装置总体设计图)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0.940.990.980.7597为V带的效率, 为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择从动机：TFe.d/2，Fe2T/d=210500.385526.32 N，PwFe*V/10005526.320.810004.42 W电动机所需工作功率为： PP/4.420.75975.817kW, 执行机构的曲柄转速为n40.22r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1.52，平带传动的传动比i1.02，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，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，选定型号为Y132S4的三相异步电动机，额定功率为5.5kw满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min，4级。 方案电动机型号额定功率Pkw电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带传动平带传动减速器1Y132S-45.51500144047023033.8521.0216.59中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781236 8010 413. 运动和动力参数结果轴号参数电机12345P（KW）5.55.17005.17445.17445.22945.2822n(r/min)1440720150.72241.02441.02440.219T(N/m)36.47568.570311.3861086.71098.31131.590.75970.940.94080.94080.95080.9604i224.5163.6741.021.024.设计带和带轮确定计算功率查课本表8-7得：式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,即电机的额定功率.选择带型号根据，,查课本图8-11 选用带型为A型带选取带轮基准直径；并验算带速V查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径，则大带轮基准直径验算带速v在525m/s范围内，带带速合适。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：初定中心距，所以带长：=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z查课本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得，查课本表8-2得=0.85 查课本表8-8,并由内插值法得=1.2由公式8-22得故选Z=5根带。计算预紧力查课本表8-4可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力利用公式8-24可得:5.齿轮的设计（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40Cr调质，齿面硬度为小齿轮 260HBS 取小齿齿数=31高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 230HBS Z=iZ=4.51631=139.996 取Z=140 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=2 查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.455 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =607201（2830010）=2.07410N=0.43410 查课本由图10-21d按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限查课本10-19图得：K=0.92 K=0.96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10-12得:=0.92710=653.2 =0.96675=648 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1 T=68.57N.m6.85710N.mm3.设计计算小齿轮的分度圆直径d =46.752mm计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=46.752146.752mm计算摸数m 初选螺旋角=9 =计算齿宽与高之比齿高h=2.25*=2.251.4896=3.3515 = =13.9495计算纵向重合度=0.318=1.56135计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.05,查课本由表10-4得K的计算公式: K=1.309查课本由图10-13得: K=1.28查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数: KK K K K =11.051.21.309=1.649按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=46.752=43.839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 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 T=68.57N.m6.85710N.mm计算当量齿数zz/cos31/ cos932.173 zz/cos140/ cos9145.301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 9载荷系数KKK K K K=11.051.21.351.701查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数 Y2.52 Y2.14应力校正系数 Y1.63 Y1.83螺旋角系数Y轴向重合度 1.56135查图10-28得螺旋角影响系数Y0.75计算大小齿轮的 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.94 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 几何尺寸计算计算中心距 a=129.8486将中心距圆整为130按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=47.1345d=212.8655计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为小齿轮 260HBS 取小齿齿数=24低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 230HBS z=3.67424=88.176 圆整取z=88 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=2查课本由图10-30选取区域系数Z=2.455试选,查课本由图10-26查得=0.788 =0.884 =1.672应力循环次数N=60njL=60150.7221(2830010)=4.3407910 N=1.1814910由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=667.4 =654.75许用接触应力 查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=32.78510N.m2. 计算圆周速度 3. 计算齿宽b=d=177.79567mm=77.795674. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.253.201578=7.20355 =77.79567/7.20355=10.799625. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数K查表10-4得 K=1.318 使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.02 K=1.29 K=K=1.2故载荷系数 K=11.021.21.318=1.61327. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=77.79567计算模数8. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩327.85Nm（2）初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（3）初选螺旋角 初定螺旋角9（4）载荷系数KKK K K K=11.021.21.291.57896（5）当量齿数 zz/cos24.299 zz/cos89.0969查课本由表10-5得:齿形系数 Y2.68 Y2.20应力校正系数 Y1.58 Y1.78（6）螺旋角系数Y轴向重合度 1.03 Y0.75（7） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.913 K=0.901 S=1= = 计算大小齿轮的,并加以比较 0.0077 0.0081大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.初算主要尺寸计算中心距 a=170.0941将中心距圆整为170 修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=72.857d=267.143计算齿轮宽度圆整后取 6.滚动轴承和传动轴的设计1. 滚动轴承的设计.求作用在高速级大齿轮上的力 F= F= F F2= Ftan=2925.6665tan9.4118=484.9600N各力的方向如图示:. 求作用在低速级小齿轮上的力 F= F= F Fa3= Ftan=1322.8808N圆周力F，径向力F及轴向力F3的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取,取=30mm,取=50mm由和定出40mm初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据40mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的角接触球轴承7308AC型.基本尺寸/mm基本额定载荷/KN轴承代号DBCCo7306AC30721925.218.57308AC40902338.530.57310AC501102755.544.5 2. 中间轴的设计 先求轴上的载荷，根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时 总支反力： F1=6436.8107 F2=5222.4922T=31.138610Nm 危险截面直径d d取50mm Fr3FNH1FNH2FNV1FNV2Fa2Ft2Fr2Fa3Ft3L1L2L3FNH1Ft2Ft3FNH2423614267847MH（Nmm）FNV11FNV1Fr2Fa2Fa3Fr3FNV2808771290684480896423MV（Nmm）431266442840284674271569M（Nmm）T（Nmm）311386Ma3=FaD3/2Ma2=FaD2/23. 轴承寿命校核 Fa=Fa3 Fa2 =837.9208 N F1=6436.8107N Fd1=0.68F1=4377.0313N F2=5222.4922N Fd2=0.68F2=3551.2947N C=38500N 轴承1轴向力 ：F轴1 =Fd1=4377.0313N 轴承2轴向力 ：F轴2=Fd1+Fa=5214.9521N 轴承1 2的轴向力与径向力的比值F轴/F径 e 查表13-5 X=0.41 Y=0.87 当量动载荷计算 fp=1.2 P1= fp(XF1+Y F轴1 )=7736.5315 P2= fp(XF2+Y F轴2 ) =6013.8762 Lh2=106(C/P2)3/60n=6.04年5年7.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=50 d=50查表6-1取： b=16 h=10 =40 b=16 h=10 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 40-16=24 50-16=34键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5 K=0.5 h=5由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：1640 A GB/T1096-1979键3：1650 A GB/T1096-19798.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.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。3.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40mm为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M6紧固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：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）9. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。10.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.2.载荷计算.公称转矩：T=955095503