二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计课程设计

目录1.题目及总体分析32.各主要部件选择43.电动机选择44.分配传动比55.传动系统的运动和动力参数计算66.设计高速级齿轮77.设计低速级齿轮128.设计带轮149.链传动的设计1610.减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计24轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2911.润滑与密封3412.箱体结构尺寸3513.设计总结3614.参考文献362一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F=5500，运输带速度，卷筒直径为0.7/vmsD=480mm。单向传动，工作连续，有轻微震动，起动载荷为公称载荷的1.4倍。工作寿命为6年，每年240个工作日，每天工作10小时，具有加工精度8级（齿轮）。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。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扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成斜齿。整体布置如下：1,电动机2，带轮3，减速箱4，链轮5，卷筒辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。3二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大角接触球轴承带轮结构简单，耐久性好带轮链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PwFV圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为10.972滚动轴承传动效率(四对)为20.994带轮30.96输送机滚筒效率为40.96链传动的效率50.96电动机输出有效功率为1234581.6wPW电动机输出功率为481.6PW型号查得型号Y132M-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=7.5kW满载转速1440r/min选用型号Y160M-4封闭式三相异步电动机4四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传wmni动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下,140/imr6027.85/inwvrd5.7win取12i21.9*3i2lhi取,4.l2ii:总传动比：带传动比：低速级齿轮传动比：高速级齿轮传1ilhi动比,链传动比3i12i.943hil32i5五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、；对应各轴的输入功率分别为、；对应名轴的输入转矩分别为、；相邻两轴间的传动比分别为、；相邻两轴间的传动效率分别为、。电动机两级圆柱减速器工作机轴号1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1440n1=720n2=167.44n3=55.81n4=27.9功率P(kw)P=5.5P1=4.5758P2=4.3941P3=4.2197P4=4.0104转矩T(Nm)T1=60.693T2=250.619T3=722.059T4=1372.735两轴联接带轮齿轮齿轮链轮传动比ii01=2i12=4.3i23=3i34=2传动效率01=0.9612=0.9723=0.9734=0.966六.设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2114.124=103.2,取Z2=1045）选取螺旋角。初选螺旋角42按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即321)(12HEdttZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选6.tK（）由图，选取区域系数43.2HZ（）由图查得78.01112.59（）计算小齿轮传递的转矩54119.0/6.310TPnNm（）由表选取齿宽系数d（）由表查得材料的弹性影响系数2/18.9MPaZE（）由图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MPaH601limlim250H（）由式计算应力循环次数81.210hNnjL9926./4.5（）由图查得接触疲劳强度寿命系数10.95HNK2.8HN7（）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，由式得1lim10.956570HNKMPaS2li283912()/()/24.5HHMPa）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1146.32tdm（）计算圆周速度1.8/0tnvs（）计算齿宽及模数nt146.32dtbm1cos.87tntZ2.54./09nthb（）计算纵向重合度1.38tan.903dZ（）计算载荷系数K已知使用系数.25A根据，级精度，由图查得动载荷系数1.75/vms1.3VK由表查得由图查得1.36FK假定，由表查得10/AtKFNb4.1FH故载荷系数.25.4728AVH（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得831/5.9ttdKm（）计算模数n1cos2.6nmZ3按齿根弯曲强度设计由式321cosFSdnYZKT）确定计算参数（）计算载荷系数.5.41362.7AVFK（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数90318.0Y（）计算当量齿数1332426.7cos91.8VZ（）查取齿形系数由表查得1.60FaY2.Fa（）查取应力校正系数由表查得1.59Sa21.79Sa（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPFE3802（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数10.9FNK2.95FN（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得10.95321.4FNEMPa9220.953827.614FNEKMPaS（）计算大小齿轮的aY12.6059.128734.8.47FaSFY大齿轮的数据大）设计计算1.65nm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nm算的法面模数，取2.0mm，已可满足弯曲强度。n4几何尺寸计算）计算中心距12()53.6cosnZma将中心距圆整为154mm）按圆整后的中心距修正螺旋角12()arcs4.6nZ因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ）计算大、小齿轮的分度圆直径1257.8cos0.nZmd）计算大、小齿轮的齿根圆直径12.5.87241fndm）计算齿轮宽度157.8db圆整后取；260Bm165105验算127.650tTFNd48./1/AtKmb合适高速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿根圆齿顶圆齿宽旋向小齿轮2857.5852.8761.8765右旋大齿轮2021544.32121250.12245.12254.1260左旋七.设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮112）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2112.924=70。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即321)(HEdttZuTk）确定公式各计算数值（）试选载荷系数1.6tK（）计算小齿轮传递的转矩5129.0/.09TPnNm（）由表选取齿宽系数1d（）由表查得材料的弹性影响系数2/18.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限li25a（）由式计算应力循环次数81601.470hNnjL82.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数10.92HNK.1HN（）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，由式得1lim10.9265HNKMPaS2li20.a）计算（）试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值td1H174.6tdm12（）计算圆周速度v120.654/6tdnvms（）计算齿宽17.dtb（）计算齿宽与齿高之比模数13.06tntmZ齿高2.5.78/9nthmb（）计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数0.641/vs1.27VK假设，由表查得mNbFtA.H由表查得使用系数1.25AK由图2查得.38F故载荷系数2.5AVH（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得31/87.513ttdKm（）计算模数1/.mZ3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为21FSdnYZKT）确定公式内的计算数值（）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限38213（）由图查得弯曲疲劳寿命系数10.85FNK20.8FN（）计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得11.5321.44FNEMPaaS22087.K（）计算载荷系数.439AVF（）查取齿形系数由表查得12.5FaY2.3Fa（）查取应力校正系数由表查得1.96Sa21.74Sa（）计算大小齿轮的，并比较FY120.362.75FaSFY大齿轮的数据大）设计计算2.6134m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，可取有弯曲强度算得的模数2.2，并就近圆整为标准值3。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190.dm是有取1/28.Zd19Z大齿轮齿数取7i284几何尺寸计算）计算分度圆直径1290.7dZm）计算齿根圆直径14122(.5)8.6fdmZm）计算中心距12()/79.3ad）计算齿宽10.dbm取295B15验算16tTFNd7.35/10/AtKmb合适低速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿根圆齿顶圆齿宽旋向小齿轮299082.596100左旋大齿轮203180387270262.527695右旋八，V带的设计（1）确定计算功率Pc由表8.21查得KA=1.2，由式（8.12）得5.72ckW（2）选取普通V带型号根据Pc=5.77752kW、n1=1440r/min，选用A型普通V带。（3）确定带轮基准直径dd1、dd2选取dd1=90mm，大带轮基准直径为2180ddm（4）验算带速v16.7/dns15带速在525m/s范围内。（5）确定带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距a0=400mm。选取基准长度Ld=1250mm。由式（8.16）的实际中心距a为00412dlm中心距a的变化范围为min.589dalax0.34dL（6）校验小带轮包角1由式（8.17）得000211857.3612da（7）确定V带根数z由式（8.18）得根据dd1=90mm，n1=1440r/min，根据内插法可得取P0=1.064kW。由式（8.11）得功率增量为0.17Pkw根据传动比i=2，由表8.4查得带长度修正系数Kl=0.93，由图8.11查得包角系数Ka=0.968，0()1.rlPkk得普通V带根数5.204carPz圆整得z=6。（8）求初拉力F0级带轮轴上的压力由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为20min(2.5)()17cakPqvNz由式（8.20）可得作用在轴上的压力为0min()2()s13952pFz16（9）带轮的结构设计按本章8.2.2进行设计（设计过程及带轮零件图略）。（10）设计结果caP传动比带速带型根数单根带初压力压轴力小带轮直径5.7826.78A6117139590压轴力小带轮直径大带轮直径中心距基准长度带轮宽度小带轮包角139590180410125093167八链传动的设计1选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为19Z21938Zi材料选择40钢，热处理：淬火、回火2确定计算功率由表96查得，由图913查得，单排链，则计算功率为：.AK.6zK518caZPkW3选择链条型号和节距根据及查图911，可选28A-1。查表91，链.ca35.81/minnr条节距为。81pm4计算链节数和中心距初选中心距。取。相应得链长节数0(35)143905ap012am为，取链长节数节。查表9821200.78PZZPLaPL得到中心距计算系数，则链传动的最大中心中心距为：1.4856f12()PafLZm5计算链速v，确定润滑方式10.67/6ns由和链号28A1，查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。./m6计算压轴力17有效圆周力为：10627ePFNv链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为1.5,FpK720PFpeKN7链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径d018sin()pZ123.5mzd小链轮：大链轮：46齿顶圆直径admin1ax.6().25dpdaz1inmx2inax.5947.86zd小链轮：大链轮：齿根圆直径fd1fdfz120.39d小链轮：大链轮：齿高ahmin1ax0.5()0.862.ppdZaz1minx7.43h确定的最大轴凸缘直径gd028cot1.4.76phgz1289.dm小链轮：大链轮：九.减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18输入轴上的功率11.578,n720/minPkwr转速转矩416.093TNm求作用在齿轮上的力127tan8cos56tratFdN初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取12A（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径3min1/20.7dAPm。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（）为满足带轮的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径。带轮与轴配合的dh1.07.235dm20l毂孔长度=91mm.。L（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并根据，初选型号7009c轴承，2其尺寸为，基本额定动载荷，故45716dDB1.5rCKN,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取37m370,46lm(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42考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据7009c的深沟球轴承的定位轴肩直径确定ad451a（4）轴段6上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮65d7650dm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l轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端0bm61l用肩固定,由此可确定轴段5的直径,轴肩高度,取,dh.7.563m19,故取61.4lh612lm（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，158.Lm2168.53104.Lm(6)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。045输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算20（）计算支承反力在水平面上3216tAXFLN560BXtAXFN58Ya（）在垂直面上0,132BAZMFN故89Zr总支承反力22222375.015.348.AXAYZFFN9BB）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图24361.AXMFLNm9B（）垂直面弯矩图27AZL3198BMFNm（）合成弯矩图267AXAZ305BB3）计算转矩并作转矩图128.46TNm6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：v带：选普通平键（A型）87bhm80Lm由式，146.05TMPapdhl查表，得，键校核安全2p218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6.0221()/4.09aAMTWMPa由表查得，故安全61c9校核轴承和计算寿命（）校核轴承A和计算寿命径向载荷2085rZAXFN轴向载荷6Aa由，在表取，故。/0.27re1,0XY由表取则，A轴承的当量动载荷1.pf，校核安全()5ApArarPfXFYNC该轴承寿命该轴承寿命6633100140()()2581.7rAhALhnP（）校核轴承B和计算寿命径向载荷298rZBXFN当量动载荷，校核安全375BprrPfC该轴承寿命该轴承寿命6310()2975rBhBLhnP2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率224.391,n167.4/minPkwr转速转矩25.06TNm22求作用在齿轮上的力高速大齿轮:21104tan75cos2tratTFNd低速小齿轮:212569tan074trtTFNd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1A3min2/9.43dPm这是安装轴承处轴的最小直径=40mm1d4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7208c的深沟球轴承参数如下。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取408dDB1530m。17lm(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,可取。齿轮左端用套345dm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l毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此160bm256l可确定轴段3的直径,轴肩高度,取,故取dh1.07.457mhl4.1412lm(3)轴段5上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,可取。齿轮右端用套筒5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l毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。10bm96l取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，7L2m380L23（4）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。01.245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3451AXFN9Ya2BX在垂直面上：0,74108.BAZMFN故6总支承反力：22356AXAYZFF41BBN2)计算弯矩在水平面上：329760.BXMFLm2419670.AXMFLNm在垂直面上：1348.BZ5.Nm1129.AZMFL37.26ZANm故019875324ABMNm3)计算转矩并作转矩图21390T6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型）149bh0Lm由式，23.57pTMPakdl查表，得，键校核安全01p2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型）149bh50Lm由式，268.7pTPakdl查表，得，键校核安全M01p8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6.0222()/451aMTWPa25由表查得，校核安全。MPa601219校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷235rXAZFN轴向载荷91AaY,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,/0.264are2.10pf.pf故()236ApAraPfXFN因为，校核安全。C该轴承寿命该轴承寿命63210()562rAhACLhnP）校核轴承B和计算寿命径向载荷246rXBZFN当量动载荷，校核安全9BprrPfC该轴承寿命该轴承寿命63210()9708rBhBLhnP查表13-3得预期计算寿命，故安全。hhL3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计输入功率转速34.2197PKW35.81/minnr转矩05TNm2第三轴上齿轮受力3249tFdtan01rNN1463初定轴的直径26轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径3min/50.74dAPm这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链kd15km轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取114(0.9.5)8.6kzdl82m4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3和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号7014c的深沟球轴承，15dm参数基本：由此可以确定：02dDB7a103aD37m27,5ll（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7014c角接触球轴承的定位轴肩直径确定,即。ad4675adm(3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装。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5l知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段5的90bm592.l直径,轴肩高度,取,故取。dh107.582mhl4.1512lm(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取4（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，16L236.38L（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。0.24527输出轴的结构布置5.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在水平面上0BXM253AFN96在垂直面上0,137BZA故276FN14BYa总支承反力：580A4196BFN（2）计算弯矩）水平面弯矩在C处，1278AXMFLNm28在B处，278XMNm）垂直面弯矩在A处1569Z在B处（）合成弯矩图在A处158029MNm在B处，37（4）计算转矩，并作转矩图32059T6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型）201bh8Lm由式，3247.pTMPakdl查表，得，键校核安全10p2）高速级链轮的键由表选用圆头平键（A型）610bh7Lm由式，3287.5pTPakdl查表，得，键校核安全M10p8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B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6.223()/487aMTWPa由表查得，校核安全。01219校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷258rXAZFN当量动载荷173AprPf因为，校核安全。Cr29该轴承寿命该轴承寿命6310()179rAhACLhnP）校核轴承B和计算寿命径向载荷295rXBZFN轴向载荷146a,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,/0.358Bare2.10pf.pf故()35pBraPfXFYN因