单级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书资料讲解

1、?机械设计基础课程设计说明书课程设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器设计专业:机械设计制造及自动化（模具班级:0 6 0 5学号:0 5 0 5 0 4设计者：龚晶指导老师：谢海涌老师、覃学目 录22234桂林电子科技大学一 课程设计书二 设计要求三 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54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 设计V带和带轮66. 齿轮的设计87. 滚动轴承和传动轴的设计198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710. 润滑密封设计3011. 联轴器设计30四 设计小结31五 参考资料32一. 课程设计书设计课题:设

2、计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器 运输机连续单向运转，载荷变化不大, 空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失）,减速器小批量生产,使用期限8年（300 天/年）,两班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一题号参数1运输带工作拉力（kN）1.5运输带工作速度（m/s）1.1卷筒直径（mr）200二. 设计要求1. 减速器装配图一张（A1）。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

3、参数5. “ V ”带轮的材料和结构6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计&校核轴的疲劳强度9. 键联接设计10. 箱体结构设计11. 润滑密封设计12. 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：图一:(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带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。传动装置的总效率an= n n2 n n24 n25 n6=

4、0.96x 0.98 x 0.95? x 0.97X 0.96= 0.759；1为V带的效率，n2为圆柱齿轮的效率，n 3为联轴器的效率，4为球轴承的效率，5为圆锥滚子轴承的效率，n 6为卷筒的传动效率。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为： P = P/2300X 1.1/0.835= 3.03kW,执行机构的曲柄转速为 n1000 60v,.=105r/min，：D经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比I. = 24,单级圆柱斜齿轮减速器传动比I.=36，i>i>v则总传动比合理范围为i_ = 624，电动机转速的可选范围为n_ = L x n =( 624)x 10

5、5=6302520r/mI n。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，选定型号为丫112M 4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nm =1440 r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率P edkw电动机转速人n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1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底脚安装尺寸A X B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸 F X GD132515 X 3

6、45X 315216 X 1781236 X 8010 X 413. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比ia = nn /n =由选定的电动机满载转速nT和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为1440/105= 13.7(2) 分配传动装置传动比i a = i0 X i13.7/2.3= 5.96式中hh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io = 2.3,则减速器传动比为i= ia /io =4. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n = nm / i0 = 1440/2.3= 626.09r/mi nnn = n / i 1 =

7、 626.09/5.96= 105.05r/min(2) 各轴输入功率R = pd X 1 = 3.05X 0.96= 2.93kWPn = pi X nX 3 = 2.93 X 0.98X 0.95X 0.993 = 2.71kW则各轴的输出功率：r"= R X 0.98=2.989 kWPn = pn x 0.98=2.929 kW(3) 各轴输入转矩T-i =Td X i0 X 1 N -m电动机轴的输出转矩 Td=9550旦 =9550X 3.05/1440=20.23 N - nm所以:T = Td X i0 X 1 =20.23X 2.3X 0.96=44.66N mTn

8、 = Ti X ii X i X 2 =44.66X 5.96X 0.98X 0.95=247.82 N m-输出转矩：TiTi X 0.98=43.77 N mT；Tn X 0.98=242.86 N m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3.0320.2314401轴2.932.98944.6643.77626.092轴2.712.929247.82242.86105.055、“V”带轮的材料和结构确定V带的截型工况系数由表6-4Ka=1.2设计功率Pd=KAP=1.2 X 4kwPd=4.8V带截型由图6-13B型确定V带轮的直径小带

9、轮基准直径由表6-13及6-3取dd1=160mm验算带速V=960 X160X 3.14/60000=8.04m/s大带轮基准直径dd2=dd1i=160 X 2.3=368mm 由表 6-3 取 dd2=355mm确定中心距及V带基准长度初定中心距 由 0.7 (dd1+dd2) <a°v2(dd1+dd2)知360<a<1030要求结构紧凑，可初取中心距a)=700mm初定V带基准长度Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(d d2-d d1)2=2232mmV带基准长度 由表6-2取Ld=2240mm传动中心距 a=a0+(2240-22

10、32)/2=708 a=708mm小带轮包角 a 1=1800-57.3 °(335-160)/708=164 0确定V带的根数单根V带的基本额定功率 额定功率增量包角修正系数带长修正系数由表 6-5P仁2.72kw由表 6-6 P=0.3由表 6-7Ka=0.96由表 6-2 Kl=1V 带根数Z=Pd/(P1+ P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556取Z=2V带齿轮各设计参数附表1各传动比V带齿轮2.35.962.各轴转速n占(r/mi n)丹口(r/mi n)626.09105.053.各轴输入功率P片(kw)匕(kw)2.932.714.

11、各轴输入转矩T町(kN m)%(kN m)43.77242.865.带轮主要参数小轮直径£(mm)大轮直径九(mm)中心距a (mm)基准长度A(mm)V带型号带的根数z1603687082232B26. 齿轮的设(一)齿轮传动的设计计算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(1)齿轮材料及热处理280HBS 取小齿齿数乙=24Z 2 =i X Z1 =5.96 X 24=143.04 材料：高速级小齿轮选用45祥冈调质，齿面硬度为小齿轮高速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS取 Z2=144 齿轮精度按GB/

12、T10095- 1998,选择7级，齿根喷丸强化2 初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3dit2KtTi u-1(ZhZe)2 .d ；：. u；h确定各参数的值： 试选Kt =1.6选取区域系数Z H =2.433；：1 =0.78；：.2 =0.82贝一. =0.78 0.82 =1.6 计算应力值环数N1 =60nJ Lh =60 X 626.09 X 1X( 2X 8X 300X 8)=1.4425 X 109hN2 =4.45 X 108h #(5.96 为齿数比，即 5.96=生) Z1 查得：Ky=0.93 K 2=0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S

13、=1,公式得：Lh1= KhN Hlim1 =0.93X 550=511.5 MPaSK fj二 H 2 = HN2'Hlim2 =0.96X 450=432 MPaS许用接触应力二H H(H1二h2)/2 =(511.5 432)/2 = 471.75MPa 查课本表3-5得：Ze =189.8MPad =1T=9.55X 105 X R/n1=9.55 X 105 X 2.93/626.09=4.47 X 104 N.m3.设计计算 小齿轮的分度圆直径d1tu1(ZhZe )2J=46.42 计算圆周速度：皿=1.5260 1000 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb= d d1t

14、 =46.42mm计算摸数mn初选螺旋角1 =14mnt =d1tcos 46.42©s14=2.00mm24 计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mmbh =46.42/4.5 =10.32 计算纵向重合度讣=0.318 尬 d ta n ： =0.318 1 24 tan14 =1.903 计算载荷系数K使用系数KA=1根据v = 1.62m/s,7级精度,查课本得动载系数Kv=1.07,Kh ： = 1.12 0.18(1 0.6 d2)d2+0.23 X 10 X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 1

15、0； X 46.42=1.33查课本得：K F-1.35查课本得：K h：. = Kf：.=1.2故载荷系数：K = K 上 K ； K.=1 X 1.07X 1.2X 1.33=1.71 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3d1=d1t . K/Kt =50.64mm 计算模数mnmn50.64 cos1424二 2.04mm4.齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式3mn >确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩' 1 = 47.58 kN -m确定齿数z因为是硬齿面，故取 z| = 24, j = iz = 5.96X 24= 143.04传动比误差 i = u =

16、z j zl = 143.04/24= 5.96 = 0.032%= 5%,允许 计算当量齿数z - = z I /cos ,；-1 = 24/ cos314 = 26.27z = z： /cos ；= 144/ cos314 = 158 初选齿宽系数：2按对称布置，由表查得：J= 1 初选螺旋角初定螺旋角 = 14 载荷系数KK = Kl K ； K 二 K 仍=1X 1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齿形系数丫上和应力校正系数丫；查得：齿形系数丫电=2.592 丫匕=2.211应力校正系数 丫=1.596 丫丄=1.774 重合度系数丫端面重合度近似为 ，=1.88-3.2X

17、 ( )cos1 =1.88 3.2X( 1/24 + 1/144) X cos14 Z1 Z2=1.7：=arctg (tg r/cos)= arctg (tg20|/cos14 ) = 20.64690；二： rj = 14.07609因为 * = :，/cos，则重合度系数为 Y = 0.25+0.75 cos：/：, = 0.673 螺旋角系数丫轴向重合度E疔用戲码叵4日曰=1.675,兀江2.09丫- = 1 门匸一 = 0.82Yf Fs 计算大小齿轮的-?Vf安全系数由表查得=1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 N1 = 60nkt'! =

18、60X 271.47X 1 X 8X 300X 2X 8= 6.255X 10.大齿轮应力循环次数 N2= N1/u= 6.255X 10 /5.96= 1.05X 10：查课本得到弯曲疲劳强度极限小齿轮二 FF1 =500MPa大齿轮匚FF2 =380MPa查课本得弯曲疲劳寿命系数：fn1=°.86fn 2=°.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4陋 FF! =°.86 500 =307.14S1.4K FN 2 FF2"2一T-°93 380 =252.431.4土虽竺2空一oo1二 Fh 307.14347土空2 _2211 "ox

19、252.43匚 F 2554大齿轮的数值大.选用.设计计算1计算模数3 j2 勺.73 汇4.76X04 汉0.78 汉 cos214 7.0155421 241.655mn n 訂2mm = 1.25mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 g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g=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d1 =50.64 mm来计算应有的齿数.于是有:Z1 =50.64 汉 cos14=24.57取z1=25mn那么 z2=5.96 X 25=149几何尺寸计算计算中心距a=(乙 +

20、Z2)mn _ (25 +149)2旷=147.2 mm2"0$14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角P =arccos( j '2)mn=arccos(25 148) 2 =14.82 :2 147.2因值改变不多，故参数；:.，k：, Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径圆整的 B2 =50B551.6r大齿轮如上图:7. 传动轴承和传动轴的设计1.传动轴承的设计.求输出轴上的功率Pi,转速ni,转矩TiPi=2.93KWni=626.9r/mi nTi=43.77kn. m求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为di=42.4mm而 Ft = 2

21、T1 t _di_Fr = FtFa = Ft二 20646哼=20646an20°o=7738.5Ncos ：cos13.86tan ： =20646X 0.246734=5094.1N.初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，取A。=1122.从动轴的设计求输出轴上的功率P2,转速n2, T 2,P2=2.71kw,n 2=105.05, T 2=242.86kn.M.求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为d2=252.5mmFt至=1923.6d2Fr = Ft譬=1923.6°=721Ncos ：cos13.86Fa =

22、 Fttan ： =1923.6X 0.246734=474.6N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，取Ao =112lP2dmin =代即=33.1mm_n2输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,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表,选取Ka =1.5Tea =KaT2 =1.5x242.86 =364.3N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 di =40mm,半联轴器的长度L=112mm半联轴器与轴配合的轴孔长度为 L,=84mm.根据轴

23、向定位的要求确定轴的各段直径和长度 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,故取直径|d=47mm|;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度。 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|d =47mm|,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组 标准精度级的单列角 接触球轴承7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC对于选取的单

24、向角接触球轴承其尺寸为的d D B = 50mm 80mm 16mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度 h =0.07d,取h =3.5mm,因此d =57 mm, 取安装齿轮处的轴段 d=58mm齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为 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L=72.齿轮的左端采用轴 肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度b 1.4h,取b=8mm. 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

25、I = 30mm ,故取1=50. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离e=20mm.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=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则L=16+16+16+8+8=64至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5.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，查表对于7010C型的角接触球轴承，a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距.L2 L3 = 114.8mm60.8mm = 175.6mmFNH1 = L Ft =20646 汉 60.8 =714

26、8.5NL2 + L3175.6Fnh2 =Ft =20646 x1148 =13497.5NL2+L3175.6FaDFrL-2-FNV1 7420 NL2 + L3Fnv 2 =Fr Fnv 1 =20646 7420 =13226 NM H =172888.8N mmM vi = FnviL2 = 7420 * 114.8 = 851816 N mmM v2 - Fnv 2L3 =13226 60.8 = 804140 .8N mmM“ = MH= 1728892 8518162 =869184.2N mmM 2 =179951 N mm传动轴总体设计结构图：主动轴）从动轴的载荷分析图F

27、rD臥1b)rrTtrnlT7nTnTrTrrd)匾二 FQ/2FhH2FfV2Fhvia)LiFrIttK6.根据校核轴的强度二 ca =M2口汀)2869.18422 (1 242.86)2 =屮17.24W0.1 27465前已选轴材料为45钢，调质处理查表 15-1 得二=60MPa匚ca匚 此轴合理安全8校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A, n,川,b只受扭矩作用。所以a n m b无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来 看，截面切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.截面切的应力集中的影响和截面的相近，但是截面切不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必

28、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w 和v显然更加不必要做强度校核.由附录可知，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 W=0.1 d3= 0.1503=1250033抗扭系数Wt =0.2d =0.2 50 =25000截面的右侧的弯矩 M为 M =M1 60* 一16 =32863.2N mm60.8截面W上的扭矩 T为T2 =242.86KN m截面上的弯曲应11.57MPa截面上的扭转应力t2311350-T =Wt-12.45MP

29、a25000轴的材料为45钢。调质处理由课本得：；B - 640MPa二=275MPaT=155MPar2.0因0.04d50经插入后得5850= 1.16；-2.06=1.31轴性系数为q；：一 二 0.82q =0.85-K；=1+q£：-1）=1.82K =1+q（二 t-1 ） =1.26所以；;-=0.67； = 0.82一 =0.92综合系数为： K ,_=2.8K =1.62碳钢的特性系数=0.10.2取0.1= 0.050.1取 0.05安全系数ScaS7= 25.13S =13.71k戶a + 可mS"S10.5 > S=1.5所以它是安全的S； s

30、2截面w右侧抗弯系数W=0.1 d3= 0.1 503=12500抗扭系数wT =0.2d3=0.2 503=25000截面W左侧的弯矩M为截面W上的扭矩T2为Sca =M=133560T2=295截面上的弯曲应力_ 133560-12500= 10.68截面上的扭转应力T232863 =11.80 K = (J= =T Wr 25000-1 =2.8K =匕一1 =1.62T j PTT T所以U =0.67综合系数为：；."82L°.92K _=2.8 K =1.62 aT碳钢的特性系数二=0.1 0.2安全系数Sca取0.1:二 0.05- 0.1取 0.05-25.

31、13S =1=13.71Tk尹玄+中mSca = 10.5 > S=1.5 所以它是安全的S S29.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 2=55 d 3=65查表6-1取：键宽b 2=16 h2 =10L2=36b3=20 h3=12L3 =50校和键联接的强度查表6-2得 二 p=110MPa工作长度12二L2 -b2=36-16=20I3 = L3 -匕3 =50-20=30键与轮毂键槽的接触高度K 2 =0.5 h 2 =5K3=0.5 h 3=6由式（6-1 ）得:p32T2 103K2I 2d 22 143.53

32、10005 20 55= 52.202T3 103K3I 3d32 31135 1000 =53.226 30 65V 二 pV 二 p两者都合适取键标记为：键 2： 16X 36 A GB/T1096-1979键 3: 20X 50 A GB/T1096-197910、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， 大端盖分机体采用也配合.is61. 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

33、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6.3 -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，

34、并加封油圈加 以密圭寸。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：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CFa =0.025a +3 3810箱盖壁厚6 = 0.02a +3 启89箱盖凸缘厚度bl0=1.5。112箱座凸缘厚度bb =1.旳15箱座底凸缘厚度b2b2 =2.525地脚螺钉直径dfdf =0.036a +12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓didi =0.72dfM12直径机盖与机座联接d2d2=（0.50.6）dfM10螺栓直径轴承端盖螺钉直d3d3=（0.40.5） df10径视孔盖螺钉直径d4d4 = （0.30.4） df8定位销直径dd = （0.70.8） d28df，di，d2 至外Ci查机械课程设计指导34机壁距离书表42218d f , d2至凸缘边C2查机械课程设计指导28缘距离书表4