单级斜齿圆柱齿轮传动设计【5张图纸】【优秀】【word+CAD全套设计】
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单级斜齿
圆柱齿轮
传动
设计
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目录
任务书3
一、前言4
二、运动学与动力学的计算5
第一节 选择电动机5
第二节 计算总传动比并分配各级传动比6
第三节 各轴的转速，功率及转矩，列成表格7
三、传动零件的设计计算7
四、齿轮的设计计算10
五、轴与轴承的设计计算及校核14
六、键等相关标准键的选择21
七、减速器的润滑与密封22
八、箱体结构设计23
九、设计小结25
十、参考文献25
任务书
设计题目：单级斜齿圆柱齿轮传动设计＋链传动
原始数据：
F=2600N F：输送带拉力；
V=1.5m/s V：输送带速度；
D=400mm D：滚筒直径。
设计工作量：
１．设计说明书一份
２．二张主要零件图（CAD）
３．零号装配图一张
- 内容简介：
-
目录任务书 .3一、前言 .4二、运动学与动力学的计算 .5第一节 选择电动机 .5第二节 计算总传动比并分配各级传动比 .6第三节 各轴的转速，功率及转矩，列成表格 .7三、传动零件的设计计算 .7四、齿轮的设计计算 .10五、轴与轴承的设计计算及校核 .14六、键等相关标准键的选择 .21七、减速器的润滑与密封 .22八、箱体结构设计 .23九、设计小结 .25十、参考文献 .25任务书设计题目：单级斜齿圆柱齿轮传动设计链传动原始数据：F=2600N F：输送带拉力；V=1.5m/sV：输送带速度；D=400mm D：滚筒直径。设计工作量： 设计说明书一份 二张主要零件图（CAD） 零号装配图一张工作要求：输送机连续工作，单向提升，载荷平衡两班制工作，使用年限年，输送带速度允许误差为5% 。运动简图：（见附图）一、前言分析和拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。 二、运动学与动力学的计算第一节 选择电动机电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（1） 选择电动机的类型：按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2） 选择电动机的容量：工作所需的功率：Pd = Pw/Pw = F*V/（1000w）所以： Pd = F*V/（1000*w）由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为*w = 1*2*2*3*4*5*6式中 1、2、3、4、5、6 分别为齿轮传动、链传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取 1 = 0.96、= 0.99、3 =0.97、4 = 0.97、5 = 0.98、6 = 0.96 ，则：*w = 0.960.990.990.970.970.980.96 =0.832所以： Pd = F*V/1000*w = 26001.5/(10000.832) kW = 4.68 kW根据 Pd 选取电动机的额定功率 Pw 使 Pm = (11.3)Pd = 4.686.09 kW由查表得电动机的额定功率 Pw = 7.5 kW（3） 确定电动机的转速：卷筒轴的工作转速为：nw = 601000V/D = 6010001.5/(3.14400) r/min = 71.66r/min按推荐的合理传动比范围，取链传动的传动比 i1 = 2 5，单级齿轮传动比 i2 = 3 5则合理总传动比的范围为: i = 6 25故电动机的转速范围为：nd = i*nw = (625) 71.66 r/min = 429.96 1791.5 r/min 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min ，再根据计算出的容量，由附表 5.1 查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。额定功率电动机转速r/min传动装置的传动比方 案 电动机型号 Ped/kW 同步转速 满载转速 总传动比 链 齿轮1 YL0L-8 7.5 750 720 10.04 3 3.352 Y160M-6 7.5 1000 970 13.54 3.5 3.873 Y132M-4 7.5 1500 1440 20.01 3.5 5.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案 3 比较适合。因此选定电动机型号为 Y160M-6,所选电动机的额定功率 Ped = 7.5 kW，满载转速nm = 970 r/min ，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。中心高 H外形尺寸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 FGD160 600417385 254210 15 42110 1249第二节 计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1） 计算总传动比：i = nm/nw = 970/71.66 = 13.54（2） 分配各级传动比：为使链传动的尺寸不至过大，满足 ib100N/，齿AKtF间载荷分配系数 =1.2。由式（6-4 ）载荷系数 K= =1.796AV=23 1=892=7.3841TN. 40=0.5dK=1.7963 中心距与螺旋角的校核4 几何尺寸的计算齿形系数 按当量齿数 =Z/ ，由图 6-18 查FYVZ3cos得：设螺旋角 =15， = / =25.5,1= / =98.64,则小齿轮齿形系数2VZ3cs=2.65，大齿轮齿形系数 =2.31FY 2FY由图 6-19 查得，小齿轮应力修正系数 =1.59,大齿1F轮应力修正系数 =1.782F由图 6-12，图 6-13，tan =tan /costn=tan20/cos15=0.377=20.6469=203849，查得 / =0.032，t1aZ/ =0.0095，代入 =23， =89，得2aZ12=0.736， =0.846, = 1 aa+ =1.472。a2由式（6-16 ） =bsin / =0.98nm由图 6-20 查得，重合度系数 =0.75。Y由图 6-29 查得， =0.87。按式（6-14 ）计算弯曲疲劳许用应力 F= /FlimNYXSTF按图 6-24 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力= =500Mpa。li1Fli2由表 6-13 计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数：小齿轮应力循环次数环次数 =60 NY11nht=609701036582=3.399N19=0.89582 915 校核疲劳强度6 模数=3.399 910= /3.8697=0.8958N21=（3 / =0.8301Y600.2)=（3 / =0.8922N2.由图 6-25 查取尺寸系数 =1。由式（6-14 ） =2XYSTY弯曲疲劳强度安全系数 =1.25FS= / =664MPa1Flim1NXT= / =713.6Mpa2li2YSF比较 =2.651.59/664=0.00631FS=0.0057, ,应按小齿2FS1FS2FSY齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 。 代入公式（6-20）= nm132FaSdYKTZ=2.0243221.796.810.6590.74853按表 6-1，取标准模数 =2.5nm由公式 a= （ + ）/2cos=2.5（23+89）n1Z2/2cos15 =144.94圆整取中心距 a=145mmcos = =0.965512()nmZa=15.0939=6641FaMP=713.62Fa7 接触疲劳的校核,与假设 =15相近。计算大小齿轮分度圆直径= / cos=59.511dnmZ= / cos=230.2822校核原假设的系数 VK齿轮的速度 v= /601000=3.02m/s,1d2nv /100=0.695m/s,由图 6-8b 查得 =1.05，与原1ZVK取值一致。齿宽 b= =0.595.25=29.78d1取 =35, =301b2 齿面按触疲劳强度校核由式（6-17 ）=268.4HEZH21()KTubdH由表 6-9 查得，弹性系数 =0.8；由图 6-14 查得，EZ节点区域系数 =2.42；按图 6-12，图 6-13 查得，重合H度系数 =0.8；由图 6-28 查得，螺旋角系数Z=0.982。接触疲劳许用应力 = /HlimNZWHS由图 6-23 查得，齿轮材料接触疲劳极限应力=1500Mpa。limH由表 6-11 查得接触疲劳度计算的寿命系数 ：NZ=（ 5 / =（5 /3.3991NZ7010.36)71090.36)=351b=302 =0.879=（5 / =（5 /0.89582NZ71020.36)710910=0.9160.36)由图 6-23 查得，工作硬化系数 =1WZ由表 6-12，接触疲劳强度安全系数 =1HS= / =15000.8791/11Hlim1NZWHS=1318.5MPa= / =1374MPa2Hli2NH将以上各值代入斜齿轮接触疲劳校核公式 =268.4 =268.412.420.8HEZH21()KTubd0.982421.796.380.69758=750.98MPa =1318.5MpaH弯曲强度疲劳足够。五、轴与轴承的设计计算及校核轴的设计及键联接的选择与校核轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传递运动和动力。本减速器有两根轴，根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下：第一轴的设计设 计 计 算 与 说 明 结 果1、 选择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用 45 钢，正火处理。查表2-7,取 =600 Mpa, =95 MPaB0b2、 按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径由表 2-6,查得 C=110, =40 Mpa,按式（2-44）得,=32.70mm131pdCn因轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱,则直径应增大 5%7% ，32.70(1+7%)=34.989 1d初定轴的最小直径=35。3.确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度=0.502m/s 160vn齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。4.轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图 2-2。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用内嵌式轴承盖实现轴承两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图 2-2 示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。=95 0bMpa=7.2 kW1p=970r/Mnin=35mind=1.78m/sv图 2-25.轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。（1） 径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段 =35开始，逐段选取相邻轴1d段的直径。 起定位固定作用，定位轴肩高度 h 可在2d（23）C 范围内经验选取（C 为大链轮内孔倒角尺寸，取C=1） ，故 = +2h 35+2(11)=37 mm,按轴的标准21 =351d直径系列取 =37mm 。 与轴承内径相配合，考虑安装方2d3d便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取 =40 3dmm，选定轴承代号为 7408AC。 起定位作用，上套挡油环，4按轴的标准直径系列，取 =45 mm。d 5即为小齿轮部分，将 作为分度圆的直径，即 =59.51 mm。5d5= =45 mm， = =40mm647d3（2） 轴向尺寸的确定小齿轮齿宽 =35, =38, 与大链轮相配合,因链1b5L1轮宽为 108，同理取轴段长 =110。考虑安装方便轴承盖至带轮距离 =30，初步取 =35 mm。 与轴承相配合，123L查轴承安装尺寸宽度 =25mm,于是取 =25 mm。一般情况1B下，齿轮端面与箱壁的距离 取 1015 mm,轴承端面与箱2体内壁的距离 =35 mm, 箱体的内壁，结合大轴的尺34L寸 取 =20mm4L= =20mm, = =25 mm6473两轴承中心间跨距 =140mm L6.轴得强度校核（3） 计算齿轮受力转矩 =0.7384 Nmm1T50齿轮切向力 =4.219kN12tFd径向力： F = tan =4.219tan20=1.536kNrt轴向力 = tan=4.219tan15 =1.13kNt（2） 计算支反力和弯矩并校核（a）水平面上=37mm2=40 mm3=45 mm4=59.51m5m=45 mm6d=407=351b=1101L=35 mm2=25mm3=20mm4L=35mm5=206=25 mm7L=20L=140=35mm1d= = =2.11kNAHFB2tC 点弯矩: =147.7CLM.kNmD 点弯矩： =73.8535DHA水平面弯矩和受力图如上图：（b）垂直面上支反力： =0.95kN102rArdF=0.586KNBrrFC 点弯矩： 66.5kN.2CALMD 点弯矩： = 35=33.25kN.DF（c）求合成弯矩= =161.98kN.C2HC= =81kN.DMDC 点当量弯矩：= = =174.24KN. 22T2216.980.17D 点当量弯矩： = =103.36KN.DT所以, = =26.37Cd30CbM34295=22.15D301db考虑到键,所以=26.37105%=27.68C=22.15105%=23.26Dd实际直径为 40,强度足够.如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改.（3）绘制轴的零件工作图。 （从略）=4.219ktFNF =1.536krN=1.13kN=1.13kNF=2.11kAHN147CM.7 .km73.DH85 .kN0.95kArFN0.586BrKN=161.9CM8kN.=81kN.D=174.CM24KN.=103.DM36KN.轴径满足要求根据上述设计结果设计第二轴，2.4 第二轴的设计设 计 计 算 与 说 明 结 果1.择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用 45 钢，正火处理。查表 2-7取 =600 MPa, =95 MPa。b0b2、按扭转强度，初估轴的最小直径由表 2-6 查得 C=110， =40 Mpa 按式（2-44）得dC =50.46mm3NP由于键槽的存在,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响 到 d=d(1+7%)=54轴伸安装联轴器，考虑到该轴传递的扭矩较大，选用弹性柱销联器，查设计手册得联轴器型号标记为 GB5014-85，可知，与联轴器相联的10764JAHL连 轴 器轴的直径为 60，也即 =60。mind1.确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度=小齿轮的速度=0.508m/sv齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。2.轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图 2-4。P=6.914KNN=71.62r/min =60mind=0.508vm/s考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用螺栓联接式轴承盖实现轴两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，大齿轮的轴向固定采用轴肩与套筒相配合实现，轴采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定，如图 2-4 示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。图 2-43.轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。a) 径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段 =60开始，逐段选取相邻轴段1d的直径。 起定位固定作用，定位轴肩高度 h 可在2dmin（23）C（C 为联轴器内孔倒角尺寸，取 C=1）范围内经验选取，故 = +22C60+2 （21）=59 mm,按轴的21标准直径系列取 =65 mm 。d 与轴承内径相配合，考虑安装3方便，结合轴的标准直径系列并查机械设计手册，取 =70 3dmm，选定轴承代号为 7214AC。 为与大齿轮装配部分，其直4径应与大齿轮的内孔直径相一致，即 =72 mm。 为轴肩d5直径，起定位作用，同理，按轴的标准直径系列，取 =75mm， = =70 mm5d63db) 轴向尺寸的确定大齿轮齿宽 =30 mm,取 =30 mm，L 与联轴器配合,因2b41选取联轴器是弹性柱销联轴器，取轴段长 =110 mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离 =30，轴承端盖长为 20，初步取1=601d=65 mm2=70 mm3=72 mm4d=75 mm5=70 mm6L=110mm=110mm1L=50 mm2=40mm3=30 mm4L=10 mm5=30 mm6=50 mm。 与轴承相配合，查轴承宽度 B =24 mm，,定位2L3 1环长 13 mm,于是取 =40mm。 起定位作用，取3L5=2h=10mm。 与轴承相配，查轴承宽度 B =24mm,于是取56L1=30 mm6L4.轴的强度校核1)计算齿轮受力前面计算出:转矩 T=0.92193 Nmm610齿轮切向力:F = =7.32KNt2tTd径向力:F = F tan =7.32tan20 =2.664KNrt0轴向力: = tan=1.96KNt2)计算支承反力及弯矩（a）水平面上= = =3.66kNAHFB2tC 点弯矩 =3.661402=256.2KN.CAHLM（b）垂直面上=3.096KN1402rArdF=0.432KNBrrC 点弯矩： 216.72kN. 2CALM（c）求合成弯矩= =335.57kN.HC 点当量弯矩：= =609.61KN. 22T0b=95MPa=252 2tdmmL=140F =2.664rKN=1.96KN=0.6T=0.92193 N610mm所以, =40.03Cd301CbM考虑到键,所以=42.06105%=42.03C实际直径为 60,强度足够.如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改。（8）绘制轴的零件工作图。 （从略）六、键等相关标准键的选择标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。（1） 键的选择查表 4-1（机械设计基础课程设计） 轴与齿轮相配合的键：b = 12 mm, h = 8 mm, t = 5.0mm, t1=3.3mm 轴与大齿轮相配合的键：b = 18mm, h = 11mm, t = 7.0mm, t1 = 4.4mm 轴与联轴器相配合的键：b = 14mm, h = 9mm, t = 5.5mm, t 1= 3.8mm（2） 联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查表 4-1（机械设计基础课程设计） ，选用联轴器的型号为 HL2, GB5014 85。（3） 螺栓、螺母、螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓 GB5782 86, M6*25 和 GB5782 86, M10*35 ，GB5782 86, M10*25 三种。选用螺母 GB6170 86, M10 和 GB6170 86, M12 两种。选用螺钉 GB5782 86, M6*25 和 GB5782 86, M6*30 两种。七、减速器的润滑与密封1、 传动件的润滑浸油润滑：浸油润滑适用于齿轮圆周速度 V12m/s 的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以 12 个齿高为宜，速度高时还应浅些，在 0.7 个齿高上下，但至少要有 10mm,速度低时，允许浸入深度达 1/61/3 的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于 3050mm 。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量，油量可按每千瓦约350700cm3 来确定，在大功率时用较小值。2、 滚动轴承的润滑：减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。3、 润滑剂的选择：润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有关。轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度低、转速高时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用 HT-40,HT-50 号机械油，也可采用 HL-20,HL-30 齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的 1/31/2。4、 减速器的密封：减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密
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