单级闭式斜齿圆柱齿轮减速器设计

1、机械设计课程设计 题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器 班级： 设计者： 指导老师：日期：目录原始设计参数错误!未指定书签1. 设计任务错误!未指定书签2. 传动方案的拟定错误!未指定书签3. 传动比的分配 错误!未指定书签4. 传动系统的运动和动力参数计算错误!未指定书签5减速器传动零件的设计计算错误!未指定书签（1）齿轮的设计计算错误!未指定书签（2） 轴的初步设计计算 错误!未指定书签6. 滚动轴承的选择 错误!未指定书签7. 键连接的选择 错误!未指定书签9减速器润滑方式，润滑剂及密封装置的选择 错误!未指定书签设计心得错误!未指定书签参考文献错误!未指定书签原始设计参数第一组：1. 减速器输

2、入功率P=5KW-8KW2. 减速器输入转速 n1=350r/min 500r/min3. 传动比i<6第二组：1. 减速器输入功率P=8KW-10KW2. 减速器输入转速 n1=550r/min 700r/min3. 传动比i<6第二组：1 减速器输入功率 P=10.5KW-15KW2. 减速器输入转速 n1=700r/min以上3. 传动比i<6要求：载荷平稳，两班制工作，每年 365天，使用年限10年。一、课程设计内容与要求1）绘制单极闭式斜齿圆柱齿轮减速器总装配图图纸一张（1号）比例1： 1或者1： 22）绘制轴零件齿轮零件图各一张。3）编写设计计算说明书一份（主要是

3、圆柱齿轮设计计算，轴的设计及校核）具体参数分配：功率 P=9.6KW转速n=670r/min传动比i=4.8已给方案：减速器为单级闭式斜齿减速器设计项目计算公式及说明主要结果（一、传动方案拟疋1.设计任务功率 P=9.6KW转速 n=670r/min传动比i=4.82.传动方案 的拟定已给方案：减速器为单极闭式斜齿减速器3传动比的分配4.传动系统 的运动和动 力参数计算5.减速器传 动零件的设 计计算(1)齿轮的 设计计算(2).轴的初步设计计算6.滚动轴承的选择7键连接的选择9.减速器润滑方式，润滑剂及密封装置的选择由传动系统方案知道：i01=1, i23=1取闭式圆柱齿轮传动的传动比取为4

4、.8即为:i12=4.8传动系统各轴的转速和转矩计算分别如下: 0轴即电动机主轴n°=n m=670r/mi np0= pr=9.6kwT 0=9550P° =9550n。9-6=136.84N.m6701轴即为减速器高速轴=n 0 =670 ni 01r/min=670r/m inP1=P0*01 =9.6 0.99=9.504kwT1=T0 i0101=136.84 1 0.99=135.472N.m2轴即为减速器低速轴= n1=670 n2=j12=4 8r/mi n=139.583r/minp2= p112 =9.504 0.9603=9.127kwT2=T1 i1

5、212=135.472 4.8 0.9603=624.450N.M轴号电动机 单级圆柱齿轮减速器*=1 i12=4.8n 0=67Or/mi n p0=9.6kw T°=136.84N. mn-i =670r/mi nP1 =9.504 Kw T1=135.472N .m0 = 139.583" min p2 =9.127 kw T 2=624.450N.m小齿轮45钢 调质大齿轮45钢 正火0轴1轴2轴H1 =520.8Mpah2】=495.0MpaT=135.47 N.mK=1.2=0.4aZH =2.475Z 0.992d1 =81.05mm d2 =389.06mm

6、 b2 =106mm b =115mm mn=4'=9. 160F1 =353.28Mpaf2】=334.0Mpa丫 Fa1=272丫 Sa1=1.57Y Fa2=2.20丫 Sa2=1.78丫 =0.710丫 =0.88转速(r/mi n)670670139.583功率(kw)9.69.5049.127转矩(N.M)136.84135.472624.450两轴连接件联轴器齿轮传动比14.8传动效 率0.990.9603注：对电动机轴所填数字为输出功率和输出转矩，对 其他各轴所填的数字为输入功率和输入转矩。对于所设计的圆柱齿轮减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮 传动，按软齿面闭式齿轮传动设计

7、计算路线， 对斜齿圆柱 齿轮进行设计计算。单级圆柱齿轮减速器的内部只有一对常啮合斜齿轮，设咼速级齿轮即小齿轮为 1低速齿轮为即大齿轮为齿轮 2, 该减速器的设计使用寿命为10年，两班工作制，由前面 知道传动比i=4.8(1) .选择材料及热处理小齿轮选择45号钢，调质HBS1=24O270大齿轮选择45号钢，正火HBS2=200230取小齿轮齿数Z1=20则大齿轮齿数Z2=Z1*i=20 X 4.8=96(2) 确定许用接触应力H1和H2r1H lim ZnH =SH minZn齿轮的寿命系数Hlim接触极限SHmin最小安全系数由图像知道 h lim 1 =560Mpa h Hm 2=500

8、Mpa接触应力变化次数为：NH1=60j nit =60 670 1（8 2 300 10）=1.9296 109NH2=60 j n21 =601139. 58348000=4.02105由接触应力变化总次数可以知道 ZN1 =0.93 Zn2=0.99当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数s .=1芒州min将以上数值带入许用应力计算公式得：=Hlim1ZN1 =560 0.93=520.8MpaSHmin1.0H2=Hlim2ZN2= 500 0.99 =495.0MpaSHmin1.0H1>H2（3）.按齿面接触强度条件计算中心距 ai2丄500KZeZhZ Z由 a

9、 （u+1） 3（厶 EZH 厶厶）a ' H1）K为载荷系数，由表查得K=1.2;2） 齿宽系数查表得：=1.0ad22 1=d =0.4 取为=0.4a u 14. 81a3）弹性系数Ze由表查得Ze =189.8Mpa4）节点区域系数 Zh取 =100则Zh =2.4755）重合度系数z=初选端面重合度，=1.65（>1）0 75由式（13-17）Y，0.250.7F1=23.27Mp af2=22.23M paF1<F1F2 <F2故轮齿弯曲强 度满足要求 dmin=28mmFt 2=3210.04 NFr2=1183.75NFa2=517.61 NMcx1

10、=91486.1 4Nmm MCX2=91486. 14NmmM CY1=80462.34NmmM CY2=-1298 8.59N.mm Mc1=121835 .55Nmm Mc2=92403. 56Nmm de 42.27m m实因此 Z =1 =1 =0.78Z1.656）螺旋角系数 Z = Jcos= . cos10° =0.9927）计算中心距a2ZeZhZ Z ）THa （u+1） 3500K1T1（=（4.8+1 ）3 5001 . 2135.472189 . 82.4750. 780. 9924950. 4=234.465mm因此取标准中心距 a=235mm（4）确定主

11、要参数和计算主要尺寸1）模数mn = 2aC0S = 2今5曲10 =3.99因此模数取为Z Z220962）齿数Z1和Z2乙=.20Z2 =963）螺旋角Cos= mn（Za Z2）=4 2（2023596）=0.987=9. 16°在820的范围之内，取小齿轮为右旋，大齿轮为左 旋4）分度圆直径d1和d2d1 =mbz =cos420cos 9. 160=81.05mm际dC =45mmFt1=3342.92NFr1=1232.75NFa1=539.04NMcx=93601. 76NmmM CY1=45439.52N.mmM CY2=23594 .48N.mmRa=1397.81

12、Nrb=1317.09NM C1 =78277.62Nmm T=135472Nm m pr1=1816.93 NLh =206681.8 9h>48000h轴承深沟球轴 承6207满足要求p2=1479.3N e=0.21 X=1Y=0pi=1420.5Nb2=b =a=235 0.45=105.75mmaLh =1069445 h>24000h 所以深沟球轴 承6208型寿 命满足要求 所以键选用10 50GB1096 -79 :满足要求p =42.335Mpa< =110Mpap=21.17Mpa<=90Mpa键的挤压轻度 和剪切强度都 满足要求。p=171.3Mp

13、a<=210Mpap =49.6Mpa<=180Mpa键的挤压轻度 和剪切强度都 满足要求F1 =F lim 1Sf minYn1 Y ST =240 0.90 21.25=353.28Mpad2=mZ2.= 496 0 =389.O6mm2 cos ' cos 9. 1605）齿宽匕和b2取齿宽为b2 =106mm则 b=b2+（ 510） =106+（ 510） =111116mm 取齿宽b1=115mm（5）确定许用弯曲应力F1和F2f=Flim YnYSTMPa SFmin1） 弯曲疲劳极限应力Flim1=240Mpa Flim2=220Mpa2）弯曲疲劳寿命系数丫

14、“盈利循环次数为NH1=60 j n1t =60 670 1（ 8 2 300 10）=1.9296 10NH2=60 j n2t =60114048000=4 032 105由此查阅相关图表知道yN1=0.90 Yn2=0.953）齿轮应力修正系数丫st由标准规定知道Yst=24）最小安全系数smin失效率低于1/100时Szmin = 1.255）许用弯曲应力由F= Flim Yn Yst SFmin，2戶一Yn2Yst = 220 10.95 2 =334.0MpaSf min（6）检验轮齿抗弯强度1）齿形系数丫刊和应力修正系数Ysa丫Fa1 =2-72 Ysa1=157Y Fa2=22

15、 °丫 Sa2=1-782）重合度系数Y丫 =0.25+ 0.75 =0.25+ 0.75 =0.710T1.6463）螺旋角系数y由相关图查取数字得知 丫 =0.884）校核弯曲强度2000KT2F1=-JYFa1YSa1 YY =bdmn2000_135.472. 721. 57 0. 71 0. 8811581.054=23.27Mpa2OOOKT2F2='YFa2 Ysa2 丫丫 =b2d2mn2000 1.2 624. 452.21.78 0.71 0.88106389. 064=22.23Mpa因F1 F1，F2 F2故轮齿弯曲强度满足要求5）.主要设计计算结果中

16、心距 a =235mm法面模数叶=4mm螺旋角 =9. 160 （设小齿轮为右旋，大齿轮为左旋）齿数 z =20 z =96Z1Z2分度圆直径di =81.05mnd 2=389.06mm齿顶圆直径 d 1=89.05mmj 2=397.06mm齿根圆直径 d f1=71.05mny f2=379.06mm齿宽 b =115mb2=106mm齿轮精度等级8级材料及热处理小齿轮45钢，调质HBS1=230250 大齿轮45钢，正火HBS2=190210（1）绘制轴的布置简图和初定跨距轴的布置简图如附图（三）所示所示：a =235mr|b1 =115mm为了保证齿轮端面与箱体内壁不发生干涉，计入尺

17、寸 k=10mm为了保证滚动轴承能顺利放入轴承座，计入尺寸c=5mm初选轴承宽度分别为n1 =20mm n2=22mm两轴的支承跨距分别为11和|211 =2c+2k+nr + b=2（ 10+5）+20+115=165mm12 =2c+2k+2 + n2 =2（ 10+5）+22+106=158mm（2）高速轴即1轴的设计1）选择轴的材料及热处理轴上小齿轮的齿顶圆直径为 da1=89.05mm比较小，所以采用齿轮轴结构。选用45号钢，进行调质处理2）轴的直径的确定由于高速轴承受的转矩比较小，因此高速轴的直径不一定很大，有转轴最小计算公式知道 dmin C# 其中P该轴传递的功率，n轴的转速，

18、C与材料有关的系数，由查表知道C-106则 dCV- =106=25.7mmdmin* nv 670由此知道在该轴的最小处只要直径能达到25.7mm就可以满足设计要求。但是在前面选择的电动机要用联轴器与该轴进行连 接，而所选择的联轴器要求该轴的最小直径为28.00mm由此取该轴的最小处为28.00mm即安装联轴器的地方轴 的直径为28mm由此可以画出减速器高速轴的结构形式：）（3）减速器低速轴的设计1）选择材料以及热处理 选用45号钢并进行调质处理。2）轴的受力简图如图（a）所示lAB=l2=108mm|BC=|AC=54mm（A）计算齿轮的啮合力2000T 22000624.45“小“c t

19、,3210.04NF t2d2389. 06tan ntan 20匚 2 = Ut2n =3210.04-1183.75NF r2 Ft2 coscos 9 16Fa2=Ft2tan =3210.04 tan 9. 160=517.61N（B）求水平面内的支反力，作出水平面内的弯矩图 在水平面内受力简图如图（b）所示：FT2 3210. 04 “cl c“Rax = Rbx=- 2 =2=1605.02NMax=Mbx=0Mcx1=Mcx2 = Rax|ac=Rbx |bc=1605.°2 57=91486.14 N.mm轴在水平面内的弯矩图如图（c）所示（C）求该轴在垂直面内的支反

20、力，作垂直面内的弯 矩图轴在垂直面内的受力简图如图（d）所示RF a2d2/2_F2丨 AC =l AB455. 11389. 06 / 21183. 7554 一“=1411.62 108NRby = Fr2 Ray =1183.75 1411.62=-227.87NM AY =M BY =°M cyi = Ray |ac=141162 57=80462.34NmmM cy2=Rby Ibc =-227.8757=-12988.59N.mm轴在垂直面内的弯矩图如图(e)(D)求支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图Ra=JrAx rAy=J16°5.°221411.6

21、22 =2137.47NRb=JrBx rBy斗1605. 022 227. 87 =1621 .12NMa = Mb=0/ 2 2M C1 = * M CX1 M CY1 =I12291486. 1480462. 34 =121835.55NmmI 22M C2 = Y McX2 MY2 =' 2 2(91486. 1412988. 59 =92403.56Nmm轴的合成弯矩图如图(f)，合成转矩图如图(g)3)轴的初步设计计算其中计算危险截面时用最大弯矩计算最小截面，轴的 材料为45号钢调制处理，则=58.7Mpa,取折算系数=0.61°Jm 2 ( T)2因此de j=

22、r22310 V121835. 55 (0.6 624450)=40.64m58.7m由于在此轴段上开有键槽，所以轴直径增大4%计算截面直径为 de 42.27mm实际上取该轴段即C处直径45mm故轴的强度足够。1）高速轴即1轴上的滚动轴承的选择，按承载较大的 滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承 选用深沟球轴承。高速轴所受到的径向力和轴向力分别为 F r和Fa=200CT ,=2000135.472Ft1=Qi=81. 05=3342.92NFr1 = Ft1 tann =3342.92costan 20cos 9. 16o=1232.75NFa1=Ft1

23、ta n=3342.92 ta n 9. 160=539.04N（2）轴的受力分析（A）如图（a）为轴的受力简图，图中|AB=|1=112mm ac=bc 哼=56mmB）求水平面内的支反力，作水平弯矩图 轴在水平面内受力简图如图（b）所示Rax = Ft1 严=1671.46N= Rbxl AB 2M AX = M BX =0Mcx1 = Rax l ac = Rbx l bc =1671.4656=93601.76Nmm=McX2轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示C）求垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示=F adF r1lBC =Ray=1=l AB1

24、232. 7556539.0481 052 =811.42N 112Rby =Fr1- Ray =1232.75-811.42=421.33NM ay = M by=0M cyi = Ray |ac=8114256=45439.52NmmM cy2=Rby |bc =421.33 56=23594.48Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图(e)(E)求支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图厂 2222Ra=PRax Ray 1671.46811.42 =1858Nf 22i22RbJRbx Rby=J1671.46421.33 =1723.75N轴向力Fa1=539.04N,用于支承轴的滚动轴承拟选用一对

25、角接触球轴承，幷采用固定安装Ma = Mb=0M C1 = M CX1 M CY1 =) 2 2M93601.7645439.52 =104048.26Nmmr 22M C2 =屮M CX2 M CY2 =(93601.76 2 23594.48 2 =96529.73NmmT=135472Nmm轴的合成弯矩图和转矩图分别如图(f),( g)。由此知道轴承所受的径向力和轴向力分别为F r1 =1232.75N和Fa1 =539.04N，轴承工作转速为n=670r/m in初选滚动轴承为7208,基本额定动载荷o=36800N,基本额定静载荷Cor =25800N£ai = 459.4

26、0 =0.018Cor25800e=0.22+ 0.24 0.22(0.018 0.025) =0.210.04 0.025Fa1 539. 04.=0.44 >e匚1232.75F r11.8 2. 0X-0.56Y-2.0+(0. 0180. 025) =2.090. 040. 025冲击负荷系数f =1.0温度系数f =1.0Ip1 tPr1=( XFr1+YFa1)f p =(0.56 1232.75+2.09 539.04)1.0=1816.93N轴承寿命计算为6 6 310(ftCr)= 10(1 368008160n pr160 670( 1816. 93).89h>

27、48000h即轴承选用合适(2)低速轴即2轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故 采用两端固定的方式安装。轴承选用深沟球球轴承。由前计算结果知：轴承工作转速为 n=139.583r/min。轴承 2所受的径向力 F2=1183.75N, Fa2=517.61N1)求轴承的当量动载何 p1， p2由轴承的工作条件知道f =1.2，温度系数f =1.0Ip1 t轴承 2: p = fF =1.2 1232.75=1479.3NM21 pr 1轴承1： pH p (乂兄讥)试选轴承型号：由轴承颈 d=40mm初选轴承为6208型， 该轴承的基本额定动载荷Cr =2950

28、0N,基本额定静载荷Cor=18000NF517 61a2 =517.61=0.029由表查得对应的界限值e=0.21 c18000比较 Fa2 - 517.61 =0.44>e 查表得：X=1Y=0Fr21183. 75所以 Pi=fp (XFr2 +YFa2 )=1.2 1 1183.75=1420.5N2)计算轴承的寿命因为p1<p2，所以按照轴承1计算6 6 3L=106（ftCr）=10（129500Lh 60n' p丿 60139.583、厶？。5）9445h>48000h所以轴承寿命满足要求。键选择为A型普通平键d1 =32.00mn'L1 =6

29、0.00mmL1 =60- （510） =5055mm按键的附表初选键为10 50GB1096-79:b=10mmh=8mmL=50mm 键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为=110Mpa =90Mpa分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为：4000T4000 135. 472 “ “r - 一c =42.335Mpa<=110 pdhl32850Mpa2000T2000 135.472=21.17Mpa<=90Mpa pdbl321050键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。（2）低速轴即2轴上的键和联轴器选择由前面的计算知道：低速轴上的工作转矩T=624.45Nmm工作转速 n=139.583r/min安装齿轮处的键选择