二级圆柱斜齿轮减速器设计书.doc

二级圆柱斜齿轮减速器设计书一. 设计书设计数据:圆周力F带速V滚筒直径D物料载荷工作班数使用年限建议22002300石头轻微冲击三班5双斜二. 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.960.990.970.85；式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.96,=0.99(滚动轴承),=0.98（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）,=0.99（齿轮联轴器）,=0.972.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/22002/10000.855.18kW, 执行机构的曲柄转速为n=127.39r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）82.761324.1613241.6r/min。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Y132S14的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S1-45.51500144043023011.302.15.38额定功率满载转速ADEFGHLAB5.51440432168010331324752803.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/127.3911.30（2） 分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.1，则减速器传动比为11.30/2.15.38根据各原则，查图得高速级传动比为2.74，则1.964.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 1440/2.1685.7r/min685.7/2.74250.26r/min/250.26/1.96=127.68 r/min=127.68r/min（2）各轴输入功率5.180.964.9728kW 25.180.960.960.994.726kW25.180.960.960.990.990.984.585kW24=5.180.960.960.990.990.980.990.974.4kW则各轴的输出功率：0.96=4.77 kW0.99=4.68 kW0.98=4.488kW0.97=4.268kW（3） 各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95505.18/1440=34.35 N所以: =34.352.10.96=69.257 Nm=69.2572.740.990.98=184.1 Nm=184.11.960.980.99=350.1Nm=350.10.990.97=336.19 Nm输出转矩：0.96=66.48Nm0.99=182.26 Nm0.98=346.6Nm0.97=326.1 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴5.1834.3514401轴4.974.7769.25766.48685.72轴4.734.68184.1182.26250.263轴4.584.488350.1346.6127.684轴4.44.268336.19326.1127.685.设计带和带轮确定计算功率查课本表8-7得： ,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.验算带速v 在525m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距取验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因，带速，传动比,查课本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得.查课本表8-2得=0.93.查课本表8-8,并由内插值法得=0.96由公式8-22得故选Z=7根带。计算作用在轴上的压轴力6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算 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（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 250HBS高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 220HBS 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。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=1.4查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.43 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力循环次数N=60nj =6014401（3830015）=9.3310hN= =3.4110h 查课本 10-19图得：K=0.90 K=0.95齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.90550=540=0.95450=522.5 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5105.18/1440=3.4410N.m3.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=48.024mm计算摸数m 初选螺旋角=10=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.365=4.04 = =9.022计算纵向重合度=0.318=1.119计算载荷系数K使用系数=1.25根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.2,查课本由表10-4得K:K=1.417查课本由图10-13得: K=1.34查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =1.251.21.4171.2=2.55按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=48.024=64.78计算模数=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34.4kNm 确定齿数z计算当量齿数zz/cos20/ cos1020.97 zz/cos43.95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 10载荷系数KKK K K K=1.251.21.21.342.412查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.76 Y2.34 应力校正系数Y1.56 Y1.67重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/201/50）cos101.119螺旋角系数Y轴向重合度 1.119Y10.92计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.4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=0.85 K=0.88 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=2mm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=48.024来计算应有的齿数.于是由:z=23.65 取z=24那么z=2.7424=50 几何尺寸计算计算中心距 a=75.8将中心距圆整为80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=36.55d=101.34计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 250HBS 取小齿齿数=20速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 220HBS z=39.2 圆整取z=40. 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=1.4查课本由图10-30选取区域系数Z=2.47试选,查课本由图10-26查得=0.763 =0.843 =0.763+0.843=1.606应力循环次数N=60njL=60193.241(3830015)=1.6210 N=0.92710由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.95 K= 0.97 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=0.97550/1=534552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 =66.012. 计算圆周速度 0.8643. 计算齿宽b=d=166.01=66.014. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.253.25=7.31 =9.035. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数K使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.2 K=1.34 K=K=1.2故载荷系数K=2.557. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=66.01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）计算小齿轮传递的转矩184.1kNm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z20，z44（3）初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角10（5）载荷系数KKK K K K=2.412（6）当量齿数 zz/cos20.92zz/cos41.02由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7）螺旋角系数Y轴向重合度 1.119Y10.92（8）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=0.95 K=0.97 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=3mm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=66来计算应有的齿数.z=21.67 取z=22z=1.9620=43.12 取z=44 初算主要尺寸计算中心距 a=100.05将中心距圆整为100 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 d=67d=134 计算齿轮宽度圆整后取 低速级大齿轮如上图：V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.12.741.962. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)685.7250.26127.68127.683. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)4.97 4.734.584.44. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)69.257184.1350.1336.195. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90189418.5140077.传动轴承和传动轴的设计从动轴的设计：求输出轴上的功率P 转速n 转矩T =5.18KW n1=1440若取每级齿轮传动的效率=0.97N3=127.68 求作用在齿轮上的力 初步确定轴的小直径初估轴最小直径 选材料为45钢 调质 Ao=112 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径Tca=KaT3 取Ka=1.3Tca=1.3*364557.49=473924.74按照计算转矩Tca应小于联轴器公式的转矩的条件选用HL3 公称转矩为630000 半联轴器的孔径D1=48mm故=48mm 长度L=112，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm轴的结构设计 1.拟定轴上零件的装配方案 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A.为了满足半联轴器的周兴定位要求 1-2轴段右端需要制出一轴肩 故取=58mm轴端直径挡圈直径D=60mm故1-2段的长度应比L1略短些 现取L1-2=84mmB.初步选择滚动轴承，选用单列圆锥滚子轴承D2-3=58 由轴承产品目录中初选0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸D3-4=D7-8=60 l7-8=33.5右端滚动轴承caiyo9ng轴肩进行轴向定位。由手册上查的30211型轴承的定位轴肩高度H=5mm 取 D6-7=70C.取安装齿轮处的轴段4-5的直径D4-5=66齿轮的左端宇左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度80mm；取L4-5=74mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高H0.07d H=6mm d5-6=82mm轴环宽度b1.4h L5_6=12mmD.轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30m故取L2-3=50mmE.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm L3-4=T+s+a+(80-74)=63.5mm L6-7=L+a+s+c-L5-6=82mm项目dL1-248822-358503-46263.54-566745-682126-770827-85433.5轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接按D4-5=66查平键截面B*H=20*12，长为63.mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接。选用平键16*10*63，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差m6.确定轴上圆角和倒角尺寸 中轴的设计：初步确定轴的小直径初估轴最小直径 选材料为45钢 调质 Ao=112 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径Tca=KaT3 取Ka=1.3Tca=1.3*364557.49=473924.74按照计算转矩Tca应小于联轴器公式的转矩的条件选用HL3 公称转矩为630000 半联轴器的孔径D1=48mm故=48mm 长度L=112，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm轴的结构设计 1.拟定轴上零件的装配方案 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A.为了满足半联轴器的周兴定位要求 1-2轴段右端需要制出一轴肩 故取=58mm轴端直径挡圈直径D=60mm故1-2段的长度应比L1略短些 现取L1-2=68mmB.初步选择滚动轴承，选用单列圆锥滚子轴承D2-3=58 由轴承产品目录中初选0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸D3-4=D7-8=60 l7-8=33.5右端滚动轴承caiyo9ng轴肩进行轴向定位。由手册上查的30211型轴承的定位轴肩高度H=5mm 取 D6-7=70C.取安装齿轮处的轴段4-5的直径D4-5=66齿轮的左端宇左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度80mm；取L4-5=74mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高H0.07d H=6mm d5-6=82mm轴环宽度b1.4h L5_6=12mmD.轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30m故取L2-3=68mmE.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm L3-4=T+s+a+(80-74)=41mm项目dL1-248402-358683-462414-566435-68240轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接按D3-4=41查平键截面B*H=12*8，长为56.mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接。选用平键12*8*33，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差m6.确定轴上圆角和倒角尺寸 高速轴的设计：求输出轴上的功率P 转速n 转矩T =5.18KW n1=1440若取每级齿轮传动的效率=0.97N3=127.68 求作用在齿轮上的力 初步确定轴的小直径初估轴最小直径 选材料为45钢 调质 Ao=112 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径Tca=KaT3 取Ka=1.3Tca=1.3*34353.47=44659.5按照计算转矩Tca应小于联轴器公式的转矩的条件选用HL3 公称转矩为630000 半联轴器的孔径D1=48mm故=48mm 长度L=154，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=134mm轴的结构设计 1.拟定轴上零件的装配方案 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A.为了满足半联轴器的周兴定位要求 1-2轴段右端需要制出一轴肩 故取=28mm轴端直径挡圈直径D=30mm故1-2段的长度应比L1略短些 现取L1-2=134mmB.初步选择滚动轴承，选用单列圆锥滚子轴承D2-3=28 由轴承产品目录中初选0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸D3-4=D7-8=30 l7-8=82右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查的30206型轴承的定位轴肩高度H=5mm 取 D6-7=32C.取安装齿轮处的轴段4-5的直径D4-5=66齿轮的左端宇左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度80mm；取L4-5=48mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高H0.07d H=6mm d5-6=35mm轴环宽度b1.4h L5_6=12mmD.轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30m故取L2-3=50mmE.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm L3-4=T+s+a+(80-74)=40mm L6-7=L+a+s+c-L5-6=82mm项目dL1-2181342-328503-430404-532485-635126-732827-83033.5轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接按D5-6=48查平键截面B*H=12*8，长为40mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接。选用平键16*10*63，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差m6.确定轴上圆角和倒角尺寸 高速轴的校核：高速轴校核数据载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=55 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-16=2050-20=30键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979键3：2050 A GB/T1096-19799.箱体结构的设计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.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=3