机械设计课程设计-二级斜齿轮减速器的设计F=4000V=0.75D=300.doc

*大学机械设计课程设计计算说明书 题目： 二级斜齿轮减速器的设计 学院： 机械工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 年级： *机制（*）班 姓名： * 指导教师： * * 完成日期： 2013 .6 .27 目录一、设计数据、要求及齿形精度选择0 二、设计工作量0三、传动方案的拟定0四、确定各轴功率、转矩及电机型号1 1.工作机有效功率22.查各零件传动效率值23.电动机输出功率34.工作机转速35.选择电动机36.理论总传动比37.传动比分配38.各轴转速49.各轴输入功率：410.电机输出转矩：4 11.各轴的转矩4五、齿轮计算与校核3 （一）、高速级5（二）、低速级56、 轴、键及轴承的设计计算14（一）、中间轴（II轴）的设计14（二）、输入轴（I轴）的设计20（三）、输出轴（III轴）的设计24七、润滑密封设计29八、箱体结构设计29九、参考文献31- 30 -计算及说明结果一、设计数据、要求及齿形精度选择 F=4000N D=300mm v=0.75m/s 工作条件：两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，使用期限为10年，每年按360天计算。小批量生产；允许输送带速度误差为；生产条件是中等规模机械厂，可加工78级精度的斜齿圆柱齿轮；动力来源是三相交流电（220V380V）。二、设计工作量 1、绘制减速器装配图1张(A0)。 2、绘制减速器零件图12张(A3)。 3、编写设计说明书1份。三、传动方案的拟定 为确定传动方案，根据已知条件计算的工作机滚筒的转速为：选用下图（图1）方案。 图1四、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒 故：3.电动机输出功率4.工作机转速 电动机转速的可选范围： 取10005.选择电动机电动机型号的确定 根据电动机所需功率和转速，查机械设计手册第1429页表10-4-1知电动机的型号为：Y132M1-6。该电动机的参数数据如下表：表1电动机型号额定功率/KW同步转速(r/min)满载转速(r/min)Y132M1-641000960该电动机中心高H=132mm，轴外伸周径38mm，轴外伸长度80 mm。6.理论总传动比7.传动比分配 故 ， 8.各轴转速 9.各轴输入功率： 10.电机输出转矩：11.各轴的转矩 , 将上述结果列于下表（表2），便于查用。表2轴号转速n (r/min)功率P/KW 转矩T (Nm)传动比iI9603.47834.6 5.306(改小) 3.791180.933.3395176.27247.7383.207641.54747.738 3.143 628.781五、齿轮传动校核计算（一）、高速级 1选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数主要尺寸。（1）由于斜齿传动平稳，冲击震动噪声小，故按图示方案选用斜齿圆柱齿轮。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。（3）材料的选择：由机械设计表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。（4）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。由机械设计公式10-17可得： 式中各参数为： （1）初选=19, 则 式中： 大齿轮数； 高速级齿轮传动比。（2）由机械设计表10-7，选取齿宽系数。（3）初取螺旋角（4）由图10-26差得，则+=1.636（5）纵向重合度。 由图10-28查得螺旋角影响系数（6）齿形系数和应力校正系数：齿轮当量齿数为 ，由表10-5查得齿形系数=2.79，=2.17 应力校正系数=1.55，=1.80（7）许用弯曲疲劳许用应力公式10-12算得： 由图10-20c可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。取安全系数=1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 齿轮工作时间。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数为： 故许用弯曲应力为 所以 初算齿轮法面模数 2 计算传动尺寸（1）计算载荷系数圆周速度: 由表10-2查得使用系数 由图10-8查得动载系数； 由表10-4得齿向载荷分布系数； 由表10-3查得齿间载荷分配系数，则 （2）对进行修正，并圆整为标准模数 （3）计算传动尺寸。中心距 圆整为123mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=40mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。3按齿面接触疲劳强度校正由公式10-21 式中各参数：（1）齿数比。 （2）由参考机械设计表10-6查得弹性系数。 （3）由机械设计图10-30选取区域系数。 （4）由表2 （5）初取齿轮载荷系数=1.3。 （6）由公式10-12计算接触疲劳许用应力。 式中： 接触疲劳强度极限，由机械设计图10-20d 分别查得， ； 接触疲劳寿命系数，由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数分别为：，； 安全系数取。故 所以所以满足条件。（二）、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。由机械设计公式10-17可得： 式中各参数为：（1）由表2小齿轮传递的转矩：（2）由表2得初选=30, 则 式中： 大齿轮数； 低速级齿轮传动比。（3）由机械设计表10-7，选取齿宽系数（4）初取螺旋角初取齿轮载荷系数=1.3。 （6）纵向重合度。 由图10-28查得螺旋角影响系数齿形系数和应力校正系数： 齿轮当量齿数为 ，由表10-5查得齿形系数=2.51，=2.16 应力校正系数=1.63，=1.80（8）许用弯曲疲劳许用应力公式10-12算得： 由图10-20c可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 取安全系数=1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 齿轮工作时间。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数为： 故许用弯曲应力为 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸（1）计算载荷系数 由表10-2查得使用系数 由图10-8查得动载系数； 由表10-4得齿向载荷分布系数； 由表10-3查得齿间载荷分配系数，则 （2）对进行修正，并圆整为标准模数 所以取 （3）计算传动尺寸。中心距 圆整为148mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=62mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。3.按齿面接触疲劳强度校正由公式10-21 式中各参数： （1）齿数比。 （2）由参考机械设计表10-6查得弹性系数。 （3）由机械设计图10-30选取区域系数。 （4）初取齿轮载荷系数=1.3 （5）由图10-26差得，则+=1.636 （6）由表2 （7）由公式10-12计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由机械设计图10-18b分别查得 ， ； 寿命系数，由机械设计图10-19查得 ，；安全系数取。 故满足齿面接触疲劳强度。级数齿轮编号分度圆直径d/mm齿厚B/mm齿根圆直径齿顶圆直径齿数z模数m螺旋角精度等级I级传动小齿轮138.954533.9542.95192.07级大齿轮2207.0540202.05211.05101II级传动小齿轮361.676556.6765.67302.07级大齿轮4234.3362229.33238.33114表3 齿轮参数汇总表六、轴、键及轴承的设计计算I、中间轴（轴）的设计。1.中间轴的尺寸计算1、查表2得：该轴上的输出功率为，转速为，转矩为。2、求作用于齿轮上的力。 中间轴上小齿轮圆周力：径向力： 轴向力： 中间轴上大齿轮圆周力：径向力： 轴向力： 3、选取材料。 可选轴的材料为45号钢，调质处理。4、初步确定轴的最小直径。 (1)根据表15-3查取，于是由机械设计公式15-3可得：中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A、F段：选定圆锥滚子轴承30208，尺寸为，则该轴段的直径为40mm，取齿轮3左端和高速轴上齿轮右端到箱体内壁的距离为，则齿轮2右端到箱体内壁的距离为10+=12.5。取轴承距离箱体内壁的距离为，E段长度比轮毂短2mm。则A段长度为T=19.75mm，F段长为T+10+2+3=37.25mmB段：轴肩高度，取，则该段直径为46mm，取长度为13mm。C段：由于齿轮的直径较小，该段设计成齿轮轴，内径与小齿轮的齿顶圆直径相同，为65.67mm，长度与齿厚相同，为65mm。E段：该段安装大齿轮，选其直径为45mm，长度比轮毂略短，为38mm。D段：取轴肩高度为，则该段直径为51mm，取长度为5mm。列表如下：轴段ABCDEF直径404567514540长度 19.751365538 37.255、轴的结构设计拟定轴上零件的装配草图方案（见下图图2）。 图2 （2）把轴部件受空间力系分配到水平面上和铅垂面上。水平面受力分析如图2，有平衡条件得：受力平衡：力矩平衡： 求得：（负号说明方向相反,如下相同） 做出水平弯矩图（如图2），截面处弯矩：齿轮3截面处弯矩：铅垂面受力分析如图2，有平衡条件得： 受力平衡：力矩平衡：求得： 做出铅垂面方向的弯矩图（图2）.截面左侧处弯矩：截面右侧处弯矩截面右侧处弯矩：截面左侧处弯矩： 根据求合成弯矩，并做出合成弯矩图。截面左侧处：截面右侧处： 截面右侧处：截面左侧处： 做出扭矩图（图2） 所以，截面为危险截面。10、按弯扭合成应力校核轴的强度。 核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则校核剖面：由公式15-5得之前已选定材料为45号钢调质处理，查表15-1得，因为 ，故安全。2.中间轴轴承的选择计算从减速器的寿命考虑，轴承的使用年限为10年（年工作日为360天，两班制） 则轴承的预期寿命 （1）轴承的选择因轴承同时受有径向力和轴向作用力，故选用单列圆锥滚子轴承，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208（GB/T 297-1944），并参考表13-5其主要尺寸如下.型号基本尺寸基本额定动载荷计算系数e30208408019.7516.9630.37100.41.6（2）计算使用寿命1）计算径向载荷2)计算派生轴向力3）计算轴向力，则轴承1被压紧，轴承2被放松(以图左侧轴承为1，右侧轴承为2。如下相同)。因此4）计算当量动载荷根据工况由表13-6，选择，取，则轴承1处的当量载荷则轴承2处的当量载荷，取X=1，Y=05）验算轴承寿命因为，所以按公式13-5轴承1的受力大小验算，滚子轴承。则轴承的使用寿命所选轴承满足寿命要求。3.中间轴的键联接一般8级精度以上的齿轮有同心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键A型。普通平键的强度校核公式其中，：传递的转矩，k：键与轮毂键槽的接触高度，为键的高度。：键的工作长度, 头平键，为键的长度，为键的宽度：轴的直径，d=45 ：许用挤压应力，由表6-2可知钢在轻微冲击时的由表6-1大齿轮与轴段E间选用，高度h=9mm， k=4.5，b=14mm，L=30 的键连接。 键的强度满足使用要求。II、高速轴（I轴）的设计1. 高速轴的尺寸计算 1、查表2得：该轴上的输出功率为，转速为，转矩为。2、求作用于齿轮上的力。 高速级齿轮的分度圆直径，则作用于高速级齿轮上的圆周力：径向力：轴向力：3、选取材料。 可选轴的材料为45号钢，调质处理。4、初步确定轴的最小直径。 根据表15-3查取，于是： 应设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装联轴器处，为了保证轴的寿命及安全性，对于直径的轴，有一个键槽时轴径增加57，考虑到联轴器对轴径的要求，最后取联轴器的计算转矩,查表14-1，取,测。由机械课程设计可选LT4联轴器5、轴的结构设计 拟定轴上零件的装配草图方案（见下图）。高速轴 6、根据轴向定位要求，确定各轴的各段直径和长度。A段：安装半联轴器，则该段直径与半联轴器的孔径相同，为19mm，长度比毂孔长度略短，为35mm。B段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，A段右端需制出一轴肩，取B段直径为25mm，长度为。C段：安装圆锥滚子轴承30206，其尺寸为则该轴段直径为30，长度为轴承宽度相同，为17.25mm。D段：为了满足轴承轴向定位的要求，取其直径为36mm，长度待定E段：安装齿轮，因为齿轮的直径较小，该段设计成齿轮轴。则该轴段直径为43mm，长度为45mm。G段：直径为30mm，长度待定。F段：取轴肩高度为，则直径为36mm，取长度为5mm。齿轮右端到箱体内壁的距离为，轴承距离箱体内壁的距离为，则G段长度为对照中间轴，可得D段长度为85.5mm列表如下：轴段ABCDEFG直径19253036433630长度355017.2585.545525.25（1）做出轴的计算简图（图3） 图3 (2)把轴部件受空间力系分配到水平面上和铅垂面上。水平面受力分析如图3-a，有平衡条件得：受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出水平弯矩图（如图3），截面处弯矩：铅垂面受力分析如图3，有平衡条件得： 受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出铅垂面方向的弯矩图（图3）.截面右侧处弯矩：截面左侧处弯矩： 根据求合成弯矩，并做出合成弯矩图（图3）。截面左侧处： 做出扭矩图（图3）10、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的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，之前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。则故满足强度条件故安全。2. 高速轴轴承的选择计算（1）轴承的选择高速轴选用30206型圆锥滚子轴承，其参数如下表所示.型号基本尺寸基本额定动载荷计算系数e30206306217.251443.20.37100.41.6（2）计算使用寿命1）计算径向载荷2)计算派生轴向力计算轴向力 ，负号表方向，则轴承2被压紧，轴承1被放松。因此4）计算当量动载荷根据工况，选择，取X=1，Y=0则轴承1处的当量载荷：，取X=0.4，Y=1则轴承2处的当量载荷5）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算，滚子轴承。则轴承的使用寿命所选轴承满足寿命要求。3. 高速轴的键联接联轴器与轴段A间选用键，高度h=6mm， 键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3mm，宽b=6mm，长L=30mm，有效长度 轴的直径，d=19 键的强度满足使用要求。III、低速轴（III轴）的设计1、查表2得：该轴上的输出功率为，转速为，转矩为。2、求作用于齿轮上的力。 因低速级轴上的大齿轮4与中间轴上的小齿轮3相啮合，故两齿轮所受的力为作用力和反作用力的关系，则大齿轮4上所受的力： 中间轴上小齿轮圆周力：径向力： 轴向力： 3、选取材料。 仍选轴的材料为45号钢，调质处理。4、初步确定轴的最小直径。 根据表15-3查取，于是：由于此段轴有键及联轴器连接，则 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，初选联轴器型号，联轴器计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002，选用LT9型弹性柱销联轴器，公称转矩为1000。半联轴器的长度为112mm，孔径为50mm，与轴配合的毂孔长度为84mm。1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示。低速轴2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A段：安装半联轴器，则该段直径与半联轴器的孔径相同，为50mm，长度比毂孔长度略短，为80mmB段： 为了满足半联轴器的轴向定位要求，A段左端需制出一轴肩，取B段直径为55mm，长度为。C段：安装圆锥滚子轴承30212，其尺寸为，则该轴段直径为60mm，长度与轴承宽度相同，为23.75mm。D段：为了满足轴承轴向定位的要求，取其直径为65mm，长度待定。G段：直径为60mm，长度待定。F段：安装齿轮，考虑G段直径，取该段直径65mm，长度比轮毂略短，为60mm。E段：考虑F段直径，取轴肩高度为3mm，则E段直径为71mm，长度取为。齿轮左端到箱体内壁的距离为，轴承距离箱体内壁的距离为，F段比轮毂短2mm则G段长度为23.75+2+10+3+(65-62)/2-（23.75-19.75）=37.25mm对照中间轴，可得D段长度为51mm列表如下：轴段ABCDEFG直径50556065716560长度805023.7545126037.25（5）求轴上载荷 如下图所示：（图3）图 3 （1）首先根据图做出轴的计算简图（图3）。（2）把轴部件受空间力系分配到水平面上和铅垂面上。水平面受力分析，有平衡条件得：受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出水平弯矩图，F截面处弯矩：铅垂面受力分析，有平衡条件得： 受力平衡：力矩平衡：求得： F截面左侧处弯矩：F截面右侧处弯矩：F 截面处： 做出扭矩图（图3） （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的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则之前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。，故满足强度条件。2.低速轴轴承的选择计算（1）轴承的选择 高速轴选用30211型圆锥滚子轴承，其参数如下表所示.型号基本尺寸基本额定动载荷计算系数 e 30212 60 11023.7522.4 102 0.4 100.41.6（2）计算使用寿命1）计算径向载荷2)计算派生轴向力计算轴向力 负号代表方向，则轴承1被压紧，轴承2被放松。因此4）计算当量动载荷根据工况，选择，取X=0.4，Y=1.6 。 则轴承1处的当量载荷，取X=1，Y=0则轴承2处的当量载荷5）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，滚子轴承。则轴承的使用寿命所选轴承满足寿命要求。3.低速轴的键联接（1）联轴器与轴段A间选用键，高度h=10mm， k=0.5h=5mm,宽b=16mm，长L=80mm， d=50mm 键的强度满足使用要求。(2) 齿轮与轴段E间选用键，高度h=11mm， k=0.5h=5.5mm，宽b=16，长 d=60mm 键的强度满足使用要求。七、润滑密封设计查课程设计教材表16-1，齿轮选择全损耗系统用油L-AN22润滑油润滑。由于圆周速度均小于，因而可以采用油池浸油润滑，齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。查得二级减速的浸油润滑是高速级大齿轮的浸油深度以13个齿高为宜。故轮浸入油的深度取，