斜齿圆柱齿轮减速器课程设计1.doc

目 录第1章 传动装置总体设计方案51.1方案的特点及应用51.2初步确定传动系统总体方案5第2章 电动机的选择62.1电动机类型62.2电动机容量6第3章 确定传动装置的总传动比和分配传动比73.1总传动比73.2分配传动装置传动比73.3计算传动装置的运动和动力参数7第4章 齿轮的设计94.1高速级齿轮传动的设计计算94.1.1齿轮材料，热处理及精度94.1.2初步设计齿轮传动的主要尺寸94.1.3设计计算10 4.1.4齿根弯曲疲劳强度设计114.2低速级齿轮传动的设计计算13第5章 滚动轴承和传动轴的设计175.1滚动轴承的设计175.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度185.3求轴上的载荷215.4精确校核主动轴的疲劳强度.235.5圆锥滚子轴承的寿命校核25第6章 键的设计27第7章 箱体结构的设计287.1箱体特点287.2润滑密封设计30第8章 联轴器设计31结论32参考文献33致谢34课程名称： 机械设计 设计题目： 二级斜齿圆柱齿轮减速器 起止日期：自 2009 年 12 月 31 日至 2010年 1 月 17 日共 2 周内容及任务一、设计任务:设计双级斜齿轮减速器二、设计的主要技术参数运输带工作拉力（F/N） 运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）22002.4380工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10年，小批量生产，三班制工作，运输带速度允许误差为5%。三、设计工作量设计计算说明书一份, 零件图3张A3图纸, 装配图1张A0图纸进度安排起止日期工作内容2009.12.312010.1.1设计方案分析，电动机选择，运动和动力参数设计 2010.1.12010.1.5齿轮及轴的设计 2010.1.52010.1.7轴承及键强度校核，箱体结构及减速器附设计 2010.1.7 2010.1.17零件图和装配图绘制主要参考资料1、机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编， 高等教育出版社2、机械设计课程设计 金清肃主编，华中科技大学出版社3、机械设计课程设计 周元康，林昌华，张海兵编著 重庆大学出版社4、机械零件设计手册（第二版）， 冶金工业出版社指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日第1章 传动装置总体设计方案 1.1方案的特点及应用结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此要求有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端。这样，轴在转矩作用下产生的弯曲变形可以部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平稳的场合。高速级一般做成斜齿。 1-电动机；2-联轴器；3-齿轮减数机；4-卷筒；5-运输带 图1:带式运输机的传动装置1.2初步确定传动系统总体方案二级斜齿圆柱齿轮减速器（展开式），传动装置的总效率0.876；为两对联轴器的效率，为三对滚动轴承的效率，为闭式齿轮的传动效率，齿轮为7级精度，油脂润滑。根据带式运输机工作的类型，可取工作效率。第2章 电动机的选择2.1电动机类型选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V.2.2电动机容量电动机所需工作功率为： 。因载荷平稳，电动机功率由19章表19-1所示Y系列三相异步电动机技术参数。选用额定功率为7.5kw的电动机。 卷筒轴工作转速n=120.6r/min由表2-2可知，两级斜齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500r/min，3000r/min。方案电动机型号额定功率（kw)电动机转速n(r/min)总传动比同步转速满载转速1Y132S2-27.53000292032.52Y132M-47.51500144014.043Y160M-67.510009708.04表2.2电动机数据及总传动比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Y112M4的三相异步电动机，额定功率为7.5满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 图2.2电动机的的安装及外形尺寸 第3章 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比。单级传动比常用值为，最大值为10。3.2分配传动装置传动比 式中分别为第一二级斜齿轮的传动比。两级展开式斜齿轮减数器。根据各原则，查图得高速级传动比为4.4。 则则3.19.3.3计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速 1440r/min 1440/4.4327.27r/min /327.27/3.19=101.65r/min =101.65 r/min2. 各轴输入功率6.270.996.21kW26.210.990.965.902kW25.9020.990.965.610kW21=5.6100.980.995.498kW3. 各轴输入转矩 = kNmm4. 电动机轴的输出转矩=9550 =95506.27/1440=41.58 kNmm所以: =41.5810.99=41.18kNmm=41.184.40.990.96=172.2kNmm=172.23.190.990.96=311.35kNmm=311.350.990.99=516.5kNmm轴 号功率P/kw转矩T/（Nmm）转速n(r/min）传动比i传动效率电动机轴6.27014400.99轴16.21014404.40.95轴25.902327.273.190.96轴35.610101.650.98工作轴5.498101.65表3.3运动和动力参数第4章 齿轮的设计4.1高速级齿轮传动的设计计算4.1.1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齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45Cr(调质)，硬度280HBS,取小齿齿数=20。高速级大齿轮选用45钢(调质），齿面硬度为大齿轮240HBS 。 Z=i1Z=4.420=88 取Z=88。 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。4.1.2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=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数查课本 10-19图得：K=0.90 K=0.93齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用图10-12d，查小齿轮的接触疲劳强度 =0.90600=540 =0.93550=511.5 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8 由表10-7得: =1T=95.510=95.5106.21/1440=4.1.3设计计算小齿轮的分度圆直径d= 计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.07=4.66计算纵向重合度=0.318=1.586计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本表10-8得:动载系数K=1.13查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:K=11.131.21.42=1.93按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=42.03=45.38计算模数=4.1.4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41.18kNm 计算当量齿数Zv1z1/cos20/ cos1421.89Zv2z2/cos88/ cos1496.33 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 14 载荷系数KK=11.131.21.351.83 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得: 重合度系数 螺旋角系数 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 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.84 K=0.87 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 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=45.38来计算应有的齿数.于是由:z=22.02 取z=23那么z= 几何尺寸计算计算中心距 a=128.83将中心距圆整为129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=47.47d=210.53计算齿轮宽度B=圆整的 4.2低速级齿轮传动的设计计算u 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.3330=69.9 圆整取z=70. 齿轮材料及热处理低速级小齿轮选用45Cr(调质)，硬度280HBS,取小齿齿数=30。低速级大齿轮选用45钢(调质），齿面硬度为大齿轮240HBS 。 Z4=i2Z3=3.1930=95.7 取Z4=96。 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=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.753 =0.82 =0.753+0.82=1.573应力循环次数由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.93 K= 0.96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=Mpa=528543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 2. 计算圆周速度 1.193. 计算齿宽b=d=169.53=69.53 4. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.25=5.063 =5. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系数K=1 由机械设计书上图10-8，10-13，表10-3，10-4选取各数值=1.05 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.051.21.4231=1.797. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=65.71 计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（2）初选螺旋角 初定螺旋角14（3）载荷系数KKK K K K=11.051.21.351.701 （4）当量齿数 由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （5）螺旋角系数Y 轴向重合度 （6） 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=0.85 K=0.89 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=74.42来计算应有的齿数.z=35.13 取z3=36z=3.1936=114.84 取z=115 初算主要尺寸计算中心距 a=155.62将中心距圆整为156 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 d3=d4=计算齿轮宽度圆整后取 图4.2低速级大齿轮第5章 滚动轴承和传动轴的设计5.1滚动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩. 求作用在齿轮上的力级别Z1Z2Mn/mmMt/mm螺旋角压力角 齿宽/mm高速级231022.02.064201B1=55 B2=50低数级361152.02.066220B1=80 B2=75已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 F= F= F F= Ftan=4348.160.26483=1174.74N圆周力F，径向力F及轴向力F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,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册LX型弹性柱销联轴器的许用转矩为1250Nm许用最大转速为4750r/min,轴径为3048mm。半联轴器的孔径5.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度l 从动轴为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取 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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,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33011型.其尺寸为 图5.2 圆锥滚子轴承 对于选取的单列圆锥滚子轴承其尺寸为 ,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得33011型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高5,取.轴环宽度,取b=12mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=27,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.从动轴l 主动轴1.为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取2.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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,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33206型.其尺寸为,故,左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得33206型轴承定位轴肩高度mm,3.齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,取.轴环宽度,取b=10mm. 4.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.5.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=25,低速级齿轮轮毂长B=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.主动轴l 中间轴1.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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,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33007型.其尺寸为,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得33007型轴承定位轴肩高度mm,2.取安装齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. G低速级小齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高5,取.轴环宽度,取b=25mm. 3.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.4.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=27,由于高速级大小齿和低速成级大小齿轮间配合完好.至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.中间轴5.3求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于33011型圆锥滚子轴承,a=19mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 水平面上的支反力垂直面内的支反力弯矩总弯矩 图5.3.1从动轴的载荷分析图6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只能校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全5.4精确校核主动轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第三章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 =0.1=0.1mm=2700mm抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =311.35轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得1.876 =1.55又由附图3-1可得轴材料的敏性系数为 =0.85K=1+=K=1+（-1）=由附图3-1的尺寸系数 ；由附图3-3的扭转尺寸系数。按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即按式3-12，3-12a得碳钢的特性系数 ，取0.1 取0.05安全系数S=SS=1.5 所以它是安全的截面VII右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=5487.2mm抗扭系数 =0.2=0.2=1097.4mm截面VII左侧的弯矩M为 M=79243截面VII上的扭矩为 =截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =过硬配合处的由附表3-8，用插值法求出，并取于是取=2.53，=2.024轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 综合系数为：所以轴在截面VII右侧的安全系数S=SS=1.5 所以它是安全的5.5圆锥滚子轴承的寿命校核与第III根轴相连的滚子轴承型号为3301型。两轴承受到的径向力 求两轴承的轴向力。对于33011型轴承，按表13-7.轴承派生轴向力按式13-11得.求轴承当量动载荷，因为 查机械设计手册的Y=1.9由表13-5分别进行查表，计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1对轴承2 因轴承运转中有中等冲击。按表13-6.。则 根据式13-6基本额定动载荷值为4验算轴承的寿命因为,所以按轴承2的受力大小来验算由上式可以得出结论，所选轴承满足寿命要求。第6章 键的设计l 选择键联接的类型和尺寸u 从动轴一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.按，由表6-1（课本p106页）。查得平键截面.键槽用键槽铣刀加工。长为70mm.半联轴器于轴的配合为。同样可得长为60mm.u 中间轴齿轮周向定位。查得两平键的尺寸分别为 u 主动轴按，由表6-1（课本p106页）。查得平键截面.键槽用键槽铣刀加工。长为38mm.半联轴器于轴的配合为。同样可得,长为31mm.第7章 箱体结构的设计7.1箱体特点 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。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.图7.1减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M14机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.