高速斜齿轮低速直齿轮二级减速器设计[含CAD高清图纸和文档所见所得]
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课程设计（高速斜齿轮低速直齿轮）二级减速器 目 录1. 目录-2. 摘要-43. 任务书-54. 传动方案的拟定-64.1拟定传动方案-6 4.2确定减速器结构和零部件类型-65. 电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算-7 5.1电机类型和结构形式的选择-75.2选择电机的容量-75.3确定电机转速-75.4 传动比分配-85.5 传动装置各轴的运动和动力参数-96. 传动零件的设计计算-116.1高速级齿轮的设计计算-116.2低速级齿轮的设计计算-167. 轴的计算-24 7.1高速轴的计算-247.2中间轴的计算-277.3低速轴的计算-308. 键连接的选择和计算-318.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核-318.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核-318.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核-329. 滚动轴承的选择和计算-3310.联轴器的选择和计算-3611.参考资料-37372摘 要机械设计课程设计主要是培养理论联系实际的设计思想。本次设计包括的主要内容有：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书以及进行设计答辩。设计的一般过程为：首先明确设计任务，制定设计任务书；其次，提供方案并进行评价；再次，按照选定的方案进行各零部件的总体布置，运动学和零件工作能力计算，结构设计和绘制总体设计图；然后，根据总体设计的结果，考虑结构工艺性等要求，绘出零件工作图；然后，审核图纸；最后，整理设计文件，编写说明书。3.设计任务书1、设计题目 （高速斜齿轮低速直齿轮）二级减速器 2、主要内容 (1)决定传动装置的总体设计方案；(2)选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；(3)传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；(4)机体结构及其附件的设计；(5)绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。3、具体要求(1)原始数据：运输带线速度v = 2.0（m/s） 运输带拉力F = 3000（N）卷筒直径D = 700 （mm）(2)工作条件：三班制 一年250天 工作10年 轴承之类的更换件按5000h算 4、完成后应上交的材料(1)机械设计课程设计计算说明书；(2)减速器装配图一张；(3) 两张a3零件图5、推荐参考资料(1)西华大学机械工程与自动化学院机械基础教学部编.机械设计课程设计指导书,2006(2)濮良贵.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社,20064.传动方案的拟定机器一般由原动机、传动机、工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并籍以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承和机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大的比例，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有重要意义。4.1拟定传动方案根据设计要求，拟定了如下两种传动方案：一种方案是电机-联轴器-减速器-带式传动机；一种方案是电机-带轮-减速器-联轴器-带式传动机。考虑到电机输出转度较大而工作所需要的转速较低，他们之间存在较大的减速比，这样会大大增加减速器的结构尺寸和材料使用。选定方案一电机-联轴器-减速器-带式传动机其布置形式如图4.1所示。图4.1传动方案：电机-带轮-减速器-联轴器-带式传动机4.2确定减速器结构和零部件类型（1）选定减速器传动级数传动级数根据工作机转速机要求，由传动件类型、传动比以及空间位置尺寸要求而定。在本传动方案中，选择圆柱齿轮传动，为了使机构尺寸和重量较小，当减速器传动比i大于8是，宜采用二级以上齿轮传动型式。考虑到降速有一定的降速能力，本机构选用二级齿轮减速器。（2）选定齿轮类型选定直齿轮（3）选定轴承类型和布置形式 一般减速器都用滚动轴承，大型减速器也用滑动轴承的。轴承类型由载荷和转速决定。考虑到本次设计当中，轴承所受载荷不是很大，且受到一定的轴向力，选角接触球轴承较为合理。在确定轴承的布置时，考虑同一轴线上的两个安装孔能够一次加工完成和轴的轴向精度要求不高，轴承采用面靠面布置。（4）决定减速器机体结构通常没有特殊要求是，齿轮减速器机体都采用沿齿轮轴线水平剖分的结构，以便装配。（5）选择联轴器类型 由于本机构只需要在低速级安装联轴器，所以选择可移式刚性联轴器。5.电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算5.1电机类型和结构形式的选择由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的Y系列三相笼型异步电机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于启动性能较好，也适用于某些要求启动转矩较高的机械，如压缩机等。在这里选择三相笼式异步交流电机，封闭式结构，电压380V，Y型。5.2选择电机的容量本次设计为设计不变（或变化很小）下长期连续运行的机械，只有所选电机的额功率Ped 等于或稍大于所需的电动机工作功率Pd,即Ped Pd ，电动机在工作时就不会过热，通常就不必校验发热和启动力矩。电动机传动装置的运动和动力参数计算公式引自【1】第1220页电机所需工作功率按式（1）为 kw由式 = kw因此 设：为联轴器的效率。=0.99对滚动轴承效率。=0.99为7级齿轮传动的效率。=0.98输送机滚筒效率。=0.96估算传动系统的总效率：工作机所需的电动机功率为： kw5.3确定电机转速 卷筒工作转速为 r/min 按表1推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器的传动比=8-40，则总传动比合理范围为=8-40，故电机转速的可选择范围为 r/min 符合这一范围的同步转速为1500r/min,3000r/min. 根据容量和转速，由有关手册查出有两种适合的电机型号，因此有两种传动方案，如下页表一。表一方案电动机型号额定功率kw电机转速r/min同步转速满载转速1Y160M-67.510009702Y132M-47.515001440综合考虑电机和传动装置的尺寸，重量，价格，减速器的传动比，可见第2中方案比较合理，因此选择电机型号Y160M-6,其主要性能表二。表二型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M-67.5KW10009702.02.05.4 传动比分配 电机型号Y160M-6，满载时转速nm=970r/min.(1)总传动比(2)分配传动装置传动比：减速器的传动比为：（3） 分配减速器的各级传动比 按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，由经验公式： 取 且有：得 5.5 传动装置各轴的运动和动力参数(1）各轴转速由式(9)-(10) 轴：r/min 轴： r/min 轴： r/min 卷筒轴： r/min(2)各轴输入功率： 由式（12）-（15）轴： kw轴： kw 轴： kw （3）各输入转矩 由式（16-21） 电动机轴输出转矩： N.m 到轴输入转矩：轴：轴：轴：运动和动力参数计算结果整理如表四：表四 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比 0轴6.97797068.6911 轴6.9072397068.0044.896 轴6.7013198.12323.0233.627轴6.5016954.601137.206.传动零件的设计计算6.1高速级齿轮的设计计算1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者硬度差为40 HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）初选小齿轮的齿数，选5）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图10-30，选取区域系数（）由图10-26查得 （）计算小齿轮传递的转矩（）由表10-7选取齿宽系数（）由表10-6查得材料的弹性影响系数（）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（）由式10-13计算应力循环次数（j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数；为工作寿命三班制，一年250天，工作10年，轴承之类的更换件按5000h算 ）（）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为%，安全系数为S=1，由式10-12得：）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽b及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-4查得由图10-13查得假定，由表10-3查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式10-17，） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表10-5查得（5）查取应力校正系数由表10-5查得（）由图10-20C查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮的大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为164mm）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m2齿数Z127Z2132压力角n分度圆直径d155.70d2272.30齿顶圆直径齿根圆直径中心距164齿 宽6.2低速级齿轮的设计计算 1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88） 3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火），硬度为 48-55HRC,大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS 4）初选小齿轮齿数，。取 2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（10-9a）（1）确定公式内各计算数值1）试选2）计算小齿轮转矩 3）由表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查取材料弹性影响系数5）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6）由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算式得，mm2）计算圆周速度3）计算齿轮b 4)计算齿宽与齿高比模数齿轮高齿高比5）计算载荷系数K由10-2查得使用系数，；根据，7级精度，由图10-8查得动载系数 因为是直齿轮 所以 ； 由表10-4用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承为非对称轴承时 .由查图10-13得 .故载荷系数 =1.4696）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得 =70.39mm7） 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则 m=3 取 。取 4 几何尺寸计算 （1）计算中心距 (2)分度圆直径 （3）算齿轮宽度 圆整后取 5.结构设计及齿轮零件草图见附件齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m2齿数Z124Z287压力角n分度圆直径d155.70d2261齿顶圆直径齿根圆直径中心距166.5齿 宽综合，得出高速级和低速级大小齿轮参数所计算得齿轮的参数为：高速级大272.3021321645510.25小55.702760低速级大261387166.565小7224607 轴的计算7.1高速轴的计算输入轴上的功率转矩轴的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第360385页求作用在齿轮上的力 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， 查机械设计手册，选用HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L42，半联轴器与轴配合的毂孔长度。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，轴肩高度半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，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，故的长度应该比略短一点，现取 (3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。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确定（4）轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取.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5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度,取,故取 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确定,即，（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，(6)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故总支承反力）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图联轴器:由式，查表，得 ，键校核安全齿轮: 查表62，得 ，键校核安全8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，轴的计算应力由表查得，故安全9校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0400.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命（） 校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命7.2中间轴的计算1. 中间轴上的功率转矩求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径4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7208的角接触球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。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的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。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,故取( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。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的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。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,取,故取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（4）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。中间轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图8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 由表查得，校核安全。9校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。7.3低速轴的计算 输入功率转速转矩2 第三轴上齿轮受力3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号6210的深沟球轴承，参数基本：基本额定动载荷基本额定静载荷。由此可以确定： （2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6209的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，取( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大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,故取。(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）计算弯矩）水平面弯矩 在C处，在B处，）垂直面弯矩 在C处（）合成弯矩图 在C处在B处，（4）计算转矩，并作转矩图 (CD段)8.键连接的选择和计算 本减速器全部使用圆头平键，其主要失效形式是工作表面的压溃，除非有严重的过载，一般不会出现键断裂，因此，通常只按工作面的挤压应力进行强度校核。假定载荷在键的工作平面上均匀分布，则普通平键的强度条件根据公式（6-1）为： 式中：T-传递的转矩，单位N.mm; k-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度， mm;l-键的工作长度， mm,圆头平键l=L-b，平头平键l=L,这里L为键的公称长度，mm;b为键的宽度，mm; d-轴的直径，mm; -键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，见表6-2。键的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第103108页8.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核 对于I轴上的联轴器与轴的链接主要是周向定位，而不承受轴向力的作用，所以用平键链接，根据d=35mm查参考书【2】P106选用普通平键型； 键，轴的材料为钢，带轮轮毂的材料为铸铁，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度l=L-b=63-10=53mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。8.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核 轴II上有两个相同的键，且在两处轴径相同，那么只需要对轴径小处的键进行校核即可。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；和，只需对的键进行校核。键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度l=L-b=50-14=36mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。8.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核 高速轴上有两处要进行键的选择和校核。两处的直径分别为50mm、60mm，但是为了加工和安装方便，按直径小处选择键宽和键高。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；和，对两处的键都要进行校核。键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。L=100mm的键，其工作长度l=L-b=100-14=86mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。键的工作长度l=L-b=70-14=56mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。9.滚动轴承的选择和计算 由于本减速器承受载荷较轻，确有一定的轴向力，因此选择角接触球轴承。本着节约材料的目的，在特轻系列中选择7200C 系列。再根据轴径，查参考书【1】第P122页最终选择轴
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