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 .- 2 -1.设计任务 .- 3 -2.传动方案的拟定 .- 3 -3.传动比的分配 .- 4 -4.传动系统的运动和动力参数计算 .- 4 -5.减速器传动零件的设计计算 .- 7 -（ 1）齿轮的设计计算 .- 7 -（ 2）轴的初步设计计算 .-17-6.滚动轴承的选择 .-23-7.键连接的选择 .-29-9.减速器润滑方式，润滑剂及密封装置的选择. .-33-设计心得 .-34-参考文献 .-34-原始设计参数第一组：1减速器输入功率P=5KW-8KW2减速器输入转速n1=350r/min

2、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第三组：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。-2-/363）编写设计计算说明书一份（主要是圆柱齿轮设计计算，轴的设计及校核）具体参数分配：功率P=9.6KW 转速

3、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、传动方案拟定功率 P=9.6KW 转速 n=670r/min1. 设计任传动比 i=4.8务已给方案：减速器为单极闭式斜齿减速器2. 传动方案的拟定-3-/361、i 01 =1由传动系统方案知道：i12 =4.8i 01 =1， i 23 =1取闭式圆柱齿轮传动的传动比取为4.8 即为：3. 传动比i12 =4.8的分配传动系统各轴的转速和转矩计算分别如下：4. 传动系0 轴即电动机主轴统的运动=nm =670r/minn0=670r/mn0和动力参P0 = Pr =9.6kwin数

4、计算p09. 60 =9.6kwT0=9550=9550=136.84N.mn0670P=136.84T 01 轴即为减速器高速轴= n0= 670N.mn1r/min =670r/mini 011P1= P0 *01 =9.6 0.99=9.504kwT1 =T0i 0101 =136.84 1 0.99=135.472N.m1 =670r/mn-4-/362 轴即为减速器低速轴n21670r/min=139.583 r/min= n =4. 8i12P2=P112 =9.504 0.9603=9.127kwT 2 =T1 i 12 12 =135.472 4.8 0.9603=624.45

5、 0N.MinP =9.504 K1wT1 =135.472N.mn2=139.583轴号电动 单级圆柱齿轮减速机器r/minP2=9.127 k0 轴1 轴2 轴w转 速670670139.58=624.45（ r/T 23min）0N.m功 率9.69.5049.127（ kw）转 矩136.8135.472624.45（ N.40M）两 轴 联轴齿轮连 接 器-5-/36件传 动 14.8比传 动 0.990.9603效率注：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计

6、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，设高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=240270，-6-/36大齿轮选择45 号钢，正火HBS2=200230取小齿轮齿数Z1=20小 齿 轮45则大齿轮齿数Z2=Z1*i=20 ×4.8=96钢调质5. 减 速器传动零件的设计计算（ 1）齿轮的设计计算（ 2）确定许用接触应力 H1和 H 2 大齿轮 45H =H lim zN钢正火sH m

7、inzN 齿轮的寿命系数H lim 接触极限sH min 最小安全系数由图像 知 道H lim 1=560MpaH lim 2 =500Mpa接触应力变化次数为：N H 1 =60 j n1 t =60 670 1 （ 82 300 10）=1.929610 9N H 2 =60 jn2 t = 60 1 139. 583 48000 =4. 02 108由接触应力变化总次数可以知道zN1 =0.93zN 2 =0.99当失效概率低于 1/100时，取接触强度最小安全系数 sH min =1将以上数值带入许用应力计算公式得： H1=H lim 1 zN1 = 560 0.93 =520.8Mp

8、asH min1.0-7-/36H2=H lim 2 zN2 = 500 0.99 =495.0MpasH min1.0H1>H 2 (3). 按齿面接触强度条件计算中心距a2由 a(u+1)3500K T1(ZEZHZ Z)H a1)K为载荷系数，由表查得K=1.2;2）齿宽系数a查表得：=1.0d2d =21 =0.4取 为 =0.4a=u14. 81a3) 弹性系数 ZE 由表查得ZE =189.8 Mpa H 1 =5204）节点区域系数 Z H取=100则.8 MpaZH =2.475 H 2 =4955) 重合度系数 Z=.0 Mpa初选端面重合度， =1.65 （>1

9、)，0.750.7由式（ 13-17 ） Y 0.25，因此Z =1=1=0.781.656）螺旋角系数z = cos = cos100 =0.9927) 计算中心距 aa (u+1)500K T1ZEZHZ Z21003()a H T= 135.47 N.m K=1.2-8-/36=0.4aZ E189.8Z，0.78=（4.8+1） Z H=2.475Z0.992189.82. 4750. 7825001. 2135.470. 99249530 . 4=234.465mm因此取标准中心距a=235mm。（4）确定主要参数和计算主要尺寸1 ）模数mn= 2acos=2235cos 10=3.

10、992096z1 z2因此模数取为42 ）齿数z和z21z =.201Z2=963）螺旋角'Cos ' = mn ( z1 z2) = 4( 20 96) =0.9872a2235' =9. 16 O在 820 的范围之内，取小齿轮为右旋，-9-/36大齿轮为左旋4）分度圆直径d1和 d2d1= mn z1, =420=81.05mmcos 9. 16 0cos496d 2 = mn z2, = cos 9. 160=389.06mmd1=81.05mcos5）齿宽 b1 和 b2mb2 =b =aa =235 0.45=105.75mm取齿宽为b2 =106mmd2=

11、389.06则 b =b +（510）=106+（510）=111116mm mm12取齿宽 b1 =115mmb2 =106mm（5）确定许用弯曲应力 F1 和F 2 b1 =115mm F=F limMpamn =4YN YSTsF min1）弯曲疲劳极限应力F lim 1=240MpaF lim 2 =220Mpa' =9. 1602）弯曲疲劳寿命系数 YN盈利循环次数为N H 1 =60 jn1 t =60670 1 （8230010）=1.9296910N H 2=60j n2 t= 601140 48000=4. 032 108-10-/36由此查阅相关图表知道YN1=0.

12、90 YN 2 =0.953）齿轮应力修正系数Y由标准规ST定知道 YST =24) 最小安全系数sF min失效率低于1/100 时F min=1.25s5）许用弯曲应力由 F =F limYN YSTsF minF1 =F lim 1YN1 YST = 2400.902 =353.28sF min1.25MpaF2=F lim 2Y N2 YST=2200.952=334.0MpsF min1.25a（6) 检验轮齿抗弯强度1）齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSaY Fa 1=2.72YSa1 =1.57Y Fa 2=2.20Y Sa2 =1.782）重合度系数 YY =0.25+0.

13、75=0.25+0.75=0.7101.646-11-/363) 螺旋角系数 Y由相关图查取数字得知Y =0.884）校核弯曲强度=2000K T2YSa1 YY=F1b1 d1 mnY Fa120001. 2135.472. 721. 570. 710. 8811581. 054=23.27Mpa=2000K T 2Y Sa2Y Y=F 2Y Fa 2b2 d2 mn20001. 2624. 451. 780. 710. 88106389. 062. 24=22.23Mpa因F1 <F1 ，F 2<F2 故轮齿弯曲强度满足要求5） . 主要设计计算结果中心距a =235mm法面模

14、数mn =4mm螺旋角' = 9. 16 0 （设小齿轮为右旋，大齿轮为左旋）齿数z1 =20z2 =96F 1=353.28 MpaF 2=334.0 MpaYFa 1 =2.72 YSa1 =1.57 YFa 2 =2.20 YSa2 =1.78-12-/36分度圆直径d1 = 81.05 mmd 2 =389.06mmY =0.710齿顶圆直径da1 =89.05 mmda2 =397.06mmY =0.88齿根圆直径d f 1=71.05mmd f 2 =379.06mm齿 宽b=115mm1b =106mm2齿轮精度等级8级材料及热处理小齿轮45钢，调质HBS1=230250

15、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 =235mmb =115mm1为了保证齿轮端面与箱体内壁不发生干涉，计入尺寸 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。F 1 =23.27-13-/36两轴的支承跨距分别为 l1 和 l 2Mpal1 =2c+2k+ n1 + b1 =2（ 10+5 ）F 2 =22.23+20+115=165mmMpal 2 =2c+2k+ b2 + n2 =2（ 10+5 ）+22+106=158mm（ 2）高速轴

16、即 1 轴的设计1 ）选择轴的材料及热处理F 1F 2<<F 1F 2轴上小齿轮的齿顶圆直径为da1 =89.05 mm，比故 轮 齿 弯较小，所以采用齿轮轴结构。选用45号钢，曲强度满进行调质处理足要求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 dminC3 Pn其中 P该轴传递的功率，n 轴的转速，C与材料有关的系数， 由查表知道C=106则 dmin C3P=10639. 6=25.7mmn670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。-14-/36但是在前面选择的电动机要用联轴器与该轴进行

17、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。-15-/36dmin =28mm2）轴的受力简图如图（a）所示l AB =l 2 =108mml BC =l AC =54mm（A）计算齿轮的啮合力F t 2 =2000T 2=2000624. 45=3210.04Nd 2389. 06-16-/36F r 2 =F t 2tann =3210.04tan 20=1183.75Ncoscos

18、 9. 16F a2 = F t 2tan=3210.04tan 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：RAX =RBX =- FT 2 =3210. 04 =1605.02N22MAX=MBX=0M1 =M2 =AXlAC =BXlBC =1605.0257=9148RRCXCX6.14N.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力，作垂（ 2）. 轴直面内的弯矩图的初步设轴在垂直面内的受力简图如图（ d）所计计算示RAY=F a 2 d 2 / 2 F r 2 l AC=l AB455.

19、 11389. 06 / 2 1183. 75 54=1411.10862NRBY = Fr 2RAY=1183.75 1411.62=-227.87N-17-/36MAY=MBY=0M CY1 = RAY l AC =1411.6257=80462.34NmmM CY 2 =RBY l BC =-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 =22= 1605. 0221411. 622 =2137.4RAXRAY7N2222RB =RBXRBY= 1605. 02227. 87 =1621.12NM A=M B=

20、0M C1=22=M CX1M CY12291486. 1480462. 34 =121835.55Nmm=22=MC 2MMCX2CY22291486. 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-18-/36310M2 ( T)2d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=0.622Ft 2=3210.310 M( T )=因此 dC04N22Fr 2=1183.310121835. 55(0. 6624450)=40.675N Fa 2=5158.

21、74mm7.61N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 dC 42.27mm实际上取该轴段即C 处直径 45mm，故轴的强CX1=91486M度足够。.14Nmm（ 1）高速轴即 1轴上的滚动轴承的选择，按CX2=9148M承载较大的滚动轴承选择其型号。6.14Nmm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 F aF t1= 2000T 1=2000135. 472=3342.92N81. 05d1-19-/36F r 1= F t1 tantan 20n =3342.92cos 9. 16o =12

22、32.75NcosFa1 =Ft 1 tan=3342.92tan 9. 160 =539.04N（2）轴的受力分析（ A） 如图（ a）为轴的受力简图，图中M CY1 =8046l AB =l1 =112mm2.34Nmmll AC =l BC =AB2 =56mm（B）求水平面内的支反力， 作水平弯矩图M CY 2 =-129轴在水平面内受力简图如图（ b）所示88.59N.mmRAX = F t1 lBCFt1= 2 =1671.46N= RBXl ABMAX=MBX=0M=AXlAC =BXlBC =1671.46 56=93601.76NRRCX1mm=MCX2轴在水平面内的弯矩图如

23、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RAY = F a1 d1 / 2 F r1 l BC =l AB1232. 7556539. 0481. 051122 =811.42NRBY = F r 1 - RAY =1232.75-811.42=421.33N-20-/36MAY=MBY=0M CY1 = RAY l AC =811.4256=45439.52NmmM CY 2 = RBY l BC =421.3356=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RA =22=22RAXR

24、AY1671. 46811. 42 =1858NRB =22=22RBXRBY1671. 46421. 33 =1723.75N轴向力 F a1 =539.04N，用于支承轴的滚动M C1 =121835.55NmmM C 2 =92403.56Nmm轴承拟选用一对角接触球轴承， 幷采用固定dC 42.27安装mmM A=M B=0实际 dC =45mmM C1=22=M CX1M CY193601.7622=104048.26Nmm45439.52M C 2=22=M CX2M CY293601.76223594.48 2=96529.73NmmT=135472Nmm轴的合成弯矩图和转矩图分

25、别如图（f ），（ g）。-21-/36由此知道轴承所受的径向力和轴向力分别为F=1232.75N 和F=539.04N，轴承工作转r 1a1速为 n=670r/min初选滚动轴承为7208，基本额定动载荷cr=36800N，基本额定静载荷 cor =25800NF a1 = 459.40 =0.018cor25800e=0.22+0.240.22( 0.018 0.025) =0.210.040.025Fa 1 = 539. 04 =0.44>eF r1232. 751X=0.56Y=2.0+1. 82. 0=2.090. 04( 0. 018 0. 025)0. 025冲 击 负 荷

26、系数 fp=1.0温度系数f t=1.0Pr 1= （ X F r 1+Y Fa1）f p=（0.561232.75+2.09539.04）1.0=1816.93N轴承寿命计算为106f t c r61 36800LH =()=10(60npr 160 670)1816. 933=206681.89h>48000h即轴承选用合适-22-/36（ 2）低速轴即 2 轴上滚动轴承的选择Ft 1 =3342.9按承载较大的滚动轴承选择其型号，因 2N 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。Fr 1=1232.由前计算结果知：轴承工作转速为 75Nn=139.583r/m

27、in 。 轴 承2 所受的径向力Fr 2 =1183.75N， F a2 =517.61NFa 1=539.01）求轴承的当量动载荷p1， p24N由轴承的工作条件知道 fp =1.2 ，温度系数f t=1.0轴承2：p2=6. 滚动轴f pFr 1=1.21232.75=1479.3N承的选择轴承1：1= fp（ X+Y ）FFpr 2a 2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 =29500N，基本额定静载荷 cor =18000NFa2 =517. 61 =0.029由表查得对应的界限值c18000ore=0.21F2=517. 61=0

28、.44>e查 表 得 ： X=1比 较 a1183. 75=9360Fr2M CX-23-/36Y=01.76Nmm所 以 p1= f p（ X Fr 2 +Y Fa2）=1.211183.75=1420.5N2 ）计算轴承的寿命因为 p1< p2，所以按照轴承1计算f t c r63106129500LH =() =10(=h60np160 139. 583)1420. 5>48000h所以轴承寿命满足要求。键选择为 A 型普通平键d1=32.00mmL1'=60.00mmL1 =60-（ 510）=5055mm按键的附表初选键为10 50 GB1096-79:M

29、CY1 =4543b=10mm h=8mm L=50mm9.52N.mm键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为M CY 2 =2359=110Mpa=90Mpa4.48N.mm分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为：RA =1397.84000T4000135. 472=42.335Mpa<1Npdhl328 50R =1317.0B=110Mpa9N-24-/36p2000T2000135. 472 =21.17Mpa< =9dbl3210 500Mpa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M C1 =78277由前面的计算知道：低速轴上的工作转

30、矩.62NmmT=624.45Nmm 工作转速 n=139.583r/minM C 2 =7375安装齿轮处的键选择为A 型普通平键7.28N.mmd2 =45.00mmL'2 =54.00mm L2 =54-（ 510）T=135472N=3439mmmm按键的附表初选键为14 40 GB1096-79:b=14mm h=9mm L=45mm l=36mm键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为=210Mpa=180Mpa分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为：p4000T4000624. 45 =171.3Mpa<=2dhl459 3610Mpap2000T2000624. 45 =49.6Mpa< =180dbl5014 36Mpa-25-/36键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。低速轴上安装联轴器处的键的选择为A 型 Pr 1=1816.普通平键93Nd3 =35.00mmL3' =60.