二级斜齿轮减速器结构设计说明书.doc

机械设计课程设计说明书 第 - 25 -页设计目录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择. .2三、计算总传动比及分配各级的传动比. .2四、减速器外的传动零件的设计.5五、齿轮传动的设计.8六、轴和传动零件的设计计算. .16七、校核计算.21八、主要尺寸及数据.22九、设计小结.25第一部分 传动装置总体设计一、 传动方案（已给定）1） 传动为二级闭式齿轮传动。2） 减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。3） 方案简图如下：二、该方案的优缺点： 1.二级闭式齿轮传动更能适应在繁重及恶劣条件下长期工作，且使用维护方便。 2.采用了斜齿轮传动，使得结构紧凑，可以承受高速大载荷，而且传动平稳。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。计 算 与 说 明结果三、电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）3.1.1确定运输机的所需的功率： 2.76293.1.2确定传动装置的效率 传动装置的效率应该包括带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、传动滚筒等的效率。由表2-3(P12)查得：弹性联轴器传动效率1=0.99，一对滚动球轴承传动效率2=0.99，闭式齿轮传动效率3=0.97，鼓轮传动效率4=0.96，开式齿轮传动效率5=0.96。所以传动装置的总效率为：0.80823.1.3选择电动机3.4186kw电动机的额定功率 Ped略大于Pd即可。二级齿轮减速器的传动比范围开式圆柱齿轮传动比范围所以总传动比范围由表16-1(P185）选取电动机为Y112M-4型 技术数据为：额定功率（） 4 满载转速（） 1440 额定转矩（） 2.2 最大转矩（） 2.2 由表16-3（P186)查出：电动机伸出端直径 D=28mm电动机伸出端安装长度E=60mm3.2 总传动比的计算及传动比的分配（指导书P14)3.2.1总传动比的计算3.2.2传动比的分配（参考表2-1）末级齿轮传动比展开式二级圆柱齿轮减速器 分别为高速级和低速级齿轮的传动比 二级齿轮减速器的总传动比3.3传动装置运动参数的计算3.3.1各轴功率的计算 0轴（电机轴）： 1轴（高速轴） 2轴（中间轴） 3轴（低速轴） 4轴（过渡轴） 5轴（鼓轮轴） 轴名功 率 转 矩 转 速传动比效 率输 入输 出输 入输 出0轴3.418622.67144013.62.8130.990.960.960.980.901轴3.38443.3522.4522.225514402轴3.253.217577.676.8244003轴3.123.09208.5206.4142.94轴3.063.0294204.5202.455142.95轴2.76292.735554548.4647.63四、减速器外的传动零件的设计减速器外部传动零件（开式齿轮、联轴器）4.1 联轴器的设计 4.1.1类型选择 为隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器 4.1.2载荷计算 公称转矩 22.67 查表得 计算转矩 2.322.67=52.1414.1.3型号选择 电机轴直径查GB 4323-84得TL4型弹性柱销联轴器的许用转矩为63，许用最大转速为5700r/min,轴径为2028mm故合用。4.2开式齿轮设计 4.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 a.按传动方案选用写圆柱齿轮传动 b.选用7级精度 c.材料选择：小齿轮为40（调质），硬度280HBS；大齿轮为45钢（调质），硬度240HBSd.齿数选择：小齿轮Z=20,大齿轮Z=320=60e.初选螺旋角 4.2.2按齿面接触强度计算 其中 =2.433，则，由表10-7选取齿宽系数 = (+)=(540+522.5)=531.25MPa 小齿轮的分度圆直径=73.6mm圆周速度 V=0.55m/s齿宽b=173.6=73.6mm模数=3.57h=2.25=2.253.57=8mmb/h=73.6/8=9.2纵向重合度 计算载荷系数K ，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得； 由图10-13查得；由表10-3查得。实际分度直径=mm实际模数 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度计算 =11.11.21.35=1.782 当量齿数 取=60 查表10-5得=2.72 =1.57 2.24 0.01622 = 确定=2.5 =28.6 取=29 4.2.4 几何尺寸计算 中心距 a=2.5（29+87）/(2)=149.4mm 圆整得a=150mm 修正螺旋角=arcos分度圆直径 计算齿轮宽度 b=172.5 mm=72.5mm 取宽B1=75mm, B2=75mm五、齿轮传动的设计（齿轮按7级精度计算）5.1高速级齿轮的设计5.1.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力（1）因批量不大，尺寸无严格要求，传递功率不大，转速不高小齿轮为40（调质），硬度280HBS；大齿轮为45钢（调质），硬度240HBS（2）齿轮精度用7级，轮齿表面精糙度为Ra1.6。（3）选取螺旋角。初选螺旋角（4），则5.1.2按齿面接触强度设计 按式（10-21）计算，即 （1）确定公式内的各个算数值 1）试选。 2）由图10-30选取区域系数。 3）由图10-26查得，则，由表10-7选取齿宽系数 4）由式10-13计算应力循环次数。（按一年工作300天计算） 5）由图10-19取接触疲劳寿命系数0.87;0.986)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7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得 许用接触应力8）由表10-6查得材料的弹性影响系数。9）由表10-7选取齿宽系数。（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 2）计算圆周速度。 3）计算齿宽及模数。 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得； 由图10-13查得；由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数 5.1.3按齿根弯曲强度设计由式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系数。 2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数。 4）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； 6）计算大、小齿轮的 并加以比较 由图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：， 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 取弯曲疲劳安全系数 小齿轮数值大 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面解除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，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取，则5.1.4几何尺寸计算 （1）计算中心距 将中心距圆整为95mm（2）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。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 圆整后取；。5.2低速级齿轮的设计5.2.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力（1）因批量不大，尺寸无严格要求，传递功率不大，转速不高小齿轮选用 45调质 大齿轮选用 45正火 均用软齿面。（2）齿轮精度用7级，轮齿表面精糙度为Ra1.6。（3）选取螺旋角。初选螺旋角（4），则 5.2.2按齿面接触强度设计 按式（10-21）计算，即 （1）确定公式内的各个算数值 1）试选。 2）由图10-30选取区域系数。 3）由图10-26查得，则 4）由式10-13计算应力循环次数。 5）由图10-19取接触疲劳寿命系数1.02;1.086)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7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得 许用接触应力8）由表10-6查得材料的弹性影响系数。9）由表10-7选取齿宽系数。（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 2）计算圆周速度。 3）计算齿宽及模数。 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得； 由图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数 5.2.3按齿根弯曲强度设计由式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系数。 2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数。 4）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； 6）计算大、小齿轮的 并加以比较 由图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：， 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 取弯曲疲劳安全系数 小齿轮数值大 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面解除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，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取，则5.2.4几何尺寸计算 （1）计算中心距 将中心距圆整为150mm（2）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。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 圆整后取；。总结：高速级 z1=20 z2=72 m=2 低速级 z3=25 z4=70 m=3六、传动零件的设计计算6.1高速轴的设计计算（按弯扭合成强度条件计算）1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:D1min=D2min=D3min=3.初选轴承1轴选轴承为60082轴选轴承为60093轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=20mmD2=30mmD3=40mm4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.(1).各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mmdmin 。（2）各轴段长度的确定轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。（4）.轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。5.轴的受力分析（1） 画轴的受力简图。（2） 计算支座反力。Ft=2T1/d1=Fr=Fttg20。=3784FQ=1588N在水平面上FR1H=FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N（3） 画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧 MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715Nma-a剖面右侧 MAh=FR2Hl2=411153=62.88 Nm在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=352153=53.856 Nm合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧画转矩图转矩 3784（68/2）=128.7Nm6.判断危险截面显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。7.轴的弯扭合成强度校核由表10-1查得 (1)a-a剖面左侧3=0.1443=8.5184m3=14.57 （2）b-b截面左侧3=0.1423=7.41m3b-b截面处合成弯矩Mb:=174 Nm=27 8.轴的安全系数校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左侧WT=0.2d3=0.2443=17036.8mm3由附表10-1查得由附表10-4查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数.则弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数查表10-6得许用安全系数=1.31.5,显然S,故a-a剖面安全.(2)b-b截面右侧抗弯截面系数3=0.1533=14.887m3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3又Mb=174 Nm,故弯曲应力切应力 由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则显然S,故b-b截面右侧安全。（3）b-b截面左侧 WT=0.2d3=0.2423=14.82 m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力 切应力 （D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数。由附表10-4查得绝对尺寸系数。又。显然,故b-b截面左侧安全。七、校核计算高速轴轴承FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN1） FA/COr=02） 计算当量动载荷 查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0 =1.2（1352）=422.4 N3） 验算6008的寿命 验算右边轴承 键的校核键1 108 L=80 GB1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力 所以键的强度足够键2 128 L=63 GB1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力所以键的强度足够1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑，八、主要尺寸及数据箱体尺寸:箱体壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b1=15mm箱座底凸缘厚度b2=25mm地脚螺栓直径df=M16地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M12联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=M8定位销直径d=6mmdf 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm轴承旁凸台半径R1=11mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1=10mm齿轮端面与内箱壁距离2=10mm箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（55.5）d3以上尺寸参考机械设计课程设计P17P21齿轮的结构尺寸两小齿轮采用实心结构两大齿轮采用复板式结构齿轮z1尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75d1=68 ha=ha*m=12=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d12ha=68+22=72mm df=d12hf=6822.5=63 p=m=6.28mm s=m/2=3.142/2=3.14mm e=m/2=3.142/2=3.14mm c=c*m=0.252=0.5mm齿轮z2的尺寸由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=12=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(10.5)2=2.5mm da=d22ha=17822=182df=d12hf=17822.5=173 p=m=6.28mms=m/2=3.142/2=3.14mme=m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mmDTD31.6D4=1.649=78.4D0da-10mn=182-102=162D20.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.265=13齿轮3尺寸由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=12.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)2.5=3.125da=d3+2ha=85+22.5=90 df=d1-2hf=85-23.125=78.75p=m=3.142.5=7.85 s=m/2=3.142.5/2=3.925e=s c=c*m=0.252.5=0.625齿轮4寸由轴可得 d=64 d4=260 z4=104