二级圆柱斜齿轮减速箱

1、目 录第一章 传动系统总体方案设计511选择电动机5选择电动机类型5选择电动机容量5确定电动机转速512传动装置总传动比的分配6传动装置的总传动比6分配各级传动比613计算传动装置的运动参数和动力参数7各轴的转速7各轴的功率7各轴的转矩7第二章 传动零件的设计821齿轮的设计8轴和轴相啮合的一对齿轮设计8选精度等级、材料及齿数8按齿面接触强度设计8按齿根弯曲疲劳强度设计10几何尺寸计算11轴和轴相啮合的一对齿轮设计11选精度等级、材料及齿数11按齿面接触强度设计12按齿根弯曲疲劳强度设计13几何尺寸计算1422轴的设计15轴的设计15求出作用在齿轮上的力15选择轴的材料及确定许用应力15按照扭

2、转强度估算最小轴径15轴的结构设计16轴的设计172.2.2.1求出作用在齿轮上的力17选择轴的材料及确定许用应力17按照扭转强度估算最小轴径172.2.2.4轴的结构设计17求轴上的载荷18按弯扭合成应力校核轴的强度21轴的设计21求出作用在齿轮上的力21选择轴的材料及确定许用应力21按照扭转强度估算最小轴径21轴的结构设计2223轴承寿命的校核23轴上轴承寿命的校核23求出两轴承受到的径向载荷和23求两轴承的计算轴向力和24求轴承当量动载荷和24验算轴承的寿命2424键强度的校核24轴上键强度的校核24确定许用应力24确定键的工作长度25强度计算25第三章 箱体结构及减速器附件设计2631

3、箱体设计26铸造箱体的结构设计2632箱体附件设计26箱体附件的设计26窥视孔和窥视孔盖26通气器27起吊装置27油标27油塞与排油孔27定位销27起盖螺钉27参考文献28第一章 传动系统总体方案设计11选择电动机选择电动机类型按照工作要求和条件，选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。选择电动机容量电动机所需功率，按照公式可得：由公式可得：根据带式输送机工作类型，可以取工作机的效率为传动装置的总效率为查表可得机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分的效率为：联轴器效0.99，滚动轴承传动效率（一对）0.99，闭式齿轮传动效率0.97，代入公式可得所需电动机的功率为因载荷平稳

4、，电动机的额定功率略大于即可。由表格所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为5.5kw。1.1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为由表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比为840，则总传动比合理范围=840，故电动机转速的可选范围为=8664332r/min符合这一范围的同步转速有、，故仅将同步转速为、三种方案进行比较。由表查得电动机的数据及计算的总传动比列于表1-1中。表1-1方案电动机类型额定功率/kw电动机的转速电动机重量参见价格/元总体传动比同步转速满载转速1Y132M2-65.510009608596012.562Y132S-45.5150014406887418.843

5、Y132S-25.5300029206484038.2根据表1-1，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，选择传动方案2较好，即选定电动机型号为：Y132S-4。电动机的外形尺寸（mm）:A:216 B:140 C:89 D:38 F:10 G:33 H:132 K:12 AB:280 AC:270AD:210 HD:315 BB:205 L:47512传动装置总传动比的分配传动装置的总传动比分配各级传动比高速级的传动比低速级的传动比13计算传动装置的运动参数和动力参数各轴的转速轴：I 轴：轴：滚筒轴： 各轴的功率轴：pI轴：p轴：p p滚筒轴： p各轴的转矩电动机轴：轴：T

6、轴：T轴：T滚筒轴：将以上算得的运动参数和动力参数列于表1-2中。表1-2参数轴号电动机轴轴轴轴滚筒轴转速n/（r/min3108.3108.3功率p/kw5.55.4455.1764.924.774转矩T/()36.4736.11148.30433.85420.97传动比i14.323.081效率0.990.950.950.97第二章 传动零件的设计21齿轮的设计轴和轴相啮合的一对齿轮设计.1选精度等级、材料及齿数1)材料选择及热处理方法所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表得，选用的材料为：小齿轮选用40Cr 调制处理 硬度为280HBS大齿

7、轮选用45钢 调制处理 硬度为240HBS两者的材料硬度差为40HBS。2)精度等级选用7级精度。3)选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为。4)选取螺旋角，初选螺旋角。2.1.1.2按齿面接触强度设计由公式可得1) 确定公式内的各计算数值试选由图选取区域系数由图可查得， 则小齿轮的转矩为由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限由式可得，计算应力循环次数=，由图取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式可得计算接触应力2) 计算 计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 计算圆周速度 计算齿宽b及模数b=1h=2.25

8、计算纵向重合度计算载荷系数K已知使用系数,根据V=2.89m/s,7级精度。由图查得动载荷系数由表查得由图查得由表查得,故载荷系数K=2.21按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得52.57mm计算模数1.37mm.3按齿根弯曲疲劳强度设计1) 确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数 计算当量齿数查取齿形系数，由表可得 查取应力校正系数，由表查得 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图查取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得计算大，小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大2) 设计计算对比计算结果，

9、由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.5，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由27.5取，则验算传动比误差100=0.95-5<i<5,合适。.4几何尺寸计算1)计算中心距将中心距取a=115mm2)把圆整后的中心距修正螺旋角3) 其它主要几何尺寸取，则取轴和轴相啮合的一对齿轮设计.1选精度等级、材料及齿数1)材料选择及热处理方法所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表得，选用的材料为：小齿轮选用40Cr 调制处理 硬度为280HBS大齿轮选用45钢 调制处理 硬度为240HBS两者的材

10、料硬度差为40HBS。2)精度等级选用7级精度。3)选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为。4)选取螺旋角，初选螺旋角。2.1.2.2按齿面接触强度设计由公式可得3) 确定公式内的各计算数值试选由图选取区域系数由图可查得， 则小齿轮的转矩为由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限由式可得，计算应力循环次数=，由图取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式可得计算接触应力2)计算计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得计算圆周速度计算齿宽b及模数b=1h=2.25计算纵向重合度计算载荷系数K已知使用系数,根据V=1.11

11、m/s,7级精度。由图查得动载荷系数由表查得由图查得由表查得,故载荷系数K=1.99按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得67.2mm计算模数2.17mm.3按齿根弯曲疲劳强度设计1)确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数，由表可得 查取应力校正系数，由表查得 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图查取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得计算大，小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，

12、取=2，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由32.6取，则验算传动比误差100=0.31-5<i<5,合适。.4几何尺寸计算1)计算中心距将中心距取a=139mm2)把圆整后的中心距修正螺旋角3)其它主要几何尺寸取，则取22轴的设计轴的设计.1求出作用在齿轮上的力与轴相啮合的齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力与轴相啮合的齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力.2选择轴的材料及确定许用应力选取45钢并经调质处理，由表查得硬度为217255HBS。抗拉强度，许用弯曲应力。.3按照扭转强度估算最小轴径由表查得,由公式可得轴的最小直径是安装轴承的轴段的直径。为

13、了便于所选的轴的直径与轴承的孔径相适应，故需要同时选取轴承的型号。根据减速器的工作情况，初选该轴的轴承的型号为7006C，因此d=30mm。.4轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案，如图2-1所示。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度滚动轴承的型号为7006C，其尺寸为，为了便于轴承的定位准确，因此安装轴承段的长度为35mm。图2-1取安装左右两齿轮处的轴段的直径为35mm，两齿轮采用封油环和轴肩进行轴向定位。已知左齿轮的轮毂的宽度为60mm,为了便于封油环可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取为55mm。右齿轮的轮毂的宽度为35mm,为了便于封油环可靠的压紧齿轮，此轴段应略

14、短于轮毂的宽度，故取为30mm。定位轴肩的高度h=3mm，因此轴肩段的直径为41mm，轴肩段的长度取15mm。两齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，左齿轮端面到内壁的距离，右齿轮端面到内壁的距离。此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。4) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键联接，由表查得平键的截面键槽用键槽铣刀加工，左边的键槽的长度为53mm，右边的键槽的长度为28mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮的轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此时轴的直径公差为k6。5) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考

15、表格，取轴端倒角为。各轴肩处的圆角半径为R1.6。轴的设计.1求出作用在齿轮上的力齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力.2选择轴的材料及确定许用应力选取45钢并经调质处理，由表查得硬度为217255HBS。抗拉强度，许用弯曲应力。.3按照扭转强度估算最小轴径由表查得,由公式可得轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径。为了便于所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表可得，考虑到转矩变化很小，故取按照计算转矩应该小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000。半联轴器的孔径为40mm,故该轴段的直径为40mm。半联轴

16、器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。.4轴的结构设计1)轴上零件的装配方案,如图2-2所示2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，需要制出一轴肩，故该段的直径为47mm。左端用轴承挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比长度略短，故该轴段的长度取82mm。初选滚动轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。由轴承产品目录中初步选取7010C，其尺寸为，故该轴段的直径为50mm。考虑到轴承依靠封油环定位，该轴段长度略大于T=16mm，所

17、以该轴段的长度去18mm。取安装齿轮的轴段的直径为54mm，齿轮右端面与右边的轴承采用封油环定位，已知齿轮轮毂的宽度为56mm，为了使封油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段的应略短于齿轮轮毂的的宽度，故取51mm。齿轮的左端面采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故h=4mm，则轴环段的直径为60mm，轴肩宽度b取10mm。轴承端盖的厚度e=10mm,根据轴承做的尺寸可以得到m=18mm,因此轴承端盖的总宽度为28mm。根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器,右端面的距离为30mm。齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内壁的距离

18、。此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。图2-23)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联接，查表得齿轮上的平键截面b×h=18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为49mm。同时为了保证齿轮有轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证，此处轴的直径的公差为m6。.5求轴上的载荷1)首先根据轴上的结构图，做出轴的计算简图，如图2-3所示。已知,，在确定轴承的支点位置时，从手册中查取a值，对于7010C型圆锥滚子轴承从手册中查得a=16.7mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴

19、的弯矩图和扭矩图。图2-32)根据垂直面受力图求垂直面支座约束反力，并画出垂直面内的弯矩图，如图2-4所示。所以图2-43)根据水平面受力图求垂水平支座约束反力，并画出水平面内的弯矩图，如图2-5所示。所以图2-54)求合成弯矩，并画出合成弯矩图，如图2-6所示。图2-65)求扭矩，并画出扭矩图，如图2-7所示。T=433850图2-76)从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的,，T及M的值列于下表，如表2-1所示。表2-1载荷水平面H垂直面V支反力F,弯矩M总弯矩扭矩T.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危

20、险截面C)的强度。按照公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面已经选定了轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。因此，故安全。轴的设计.1求出作用在齿轮上的力齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力.2选择轴的材料及确定许用应力因为前面所设计的齿轮，所以该齿轮要做成轴齿轮。根据前面齿轮选取40Cr,经调质处理，由表查得硬度为241286HBS。抗拉强度，许用弯曲应力。.3按照扭转强度估算最小轴径由表查得,由公式可得轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径。为了便于所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表可得，考虑到转矩

21、变化很小，故取按照计算转矩应该小于联轴器公称转矩的条件以及电动机轴D=38mm，查手册，选用LT4弹性柱销联轴器，其公称转矩为63000。半联轴器的孔径为20mm,故该轴段的直径为20mm。半联轴器的长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。.4轴的结构设计1)轴上零件的装配方案,如图2-8所示。图2-82) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，需要制出一轴肩，故该段的直径为26mm。左端用轴承挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比长度略短，故该轴段的长度取36

22、mm。初选滚动轴承。根据右边轴段的直径为26mm。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。由轴承产品目录中初步选取7006C，其尺寸为，故该轴段的直径为30mm。该轴为齿轮轴，根据前面所设计的内容，要正确的保持与轴上的大齿轮的正确的啮合，齿轮左端面与箱体内壁的距离为12mm。齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内壁的距离。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离20mm.此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，按表查得平键截面，键槽采用键槽铣刀加

23、工，长为32mm。滚动轴承的轴向定位采用过渡配合来保证，选此轴段的直径尺寸公差为m6。23轴承寿命的校核2.3.1轴上轴承寿命的校核2.3.1.1求出两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面(3-1a)和水平面(3-1b)两个平面力系，其中图(3-1c)中的为通过另加转矩而平移指向轴线，图(3-1a)中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。受力分析可知：由第二章的设计计算可知圆周力径向力轴向力所以 图3-12.3.1.2求两轴承的计算轴向力和对于圆锥滚子轴承，按表可知轴承派生轴向力,由表查得Y=1.9,因此所以轴承1被放松，轴承2被压紧。2.3.1.3求轴承当量动载荷和因为

24、 ，由表可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 , 轴承2 , 因为轴承运转中有轻微的冲击载荷，由表可得，取，则2.3.1.4验算轴承的寿命因为,所以按照轴承2的受力验算所以所选轴承的寿命足够。24键强度的校核2.4.1轴上键强度的校核2.4.1.1确定许用应力由第二章的设计计算可知，该连接为静联接，选用圆头平键(A型)，平键截面b×h=16mm×10mm，长为50mm。联接中轮毂材料的强度最弱，由表可以查得2.4.1.2确定键的工作长度键的工作强度2.4.1.3强度计算 由公式可得：所以所选的键联接强度足够。第三章 箱体结构及减速器附件设计31箱体设计3.1.1铸造箱体

25、的结构设计减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内零件的良好的润滑和可靠的密封。设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要按照经验确定，减速器的主要尺寸如下；箱体壁厚： 箱盖壁厚： 箱座的凸缘厚度： 箱盖的凸缘厚度：箱座底的凸缘厚度：地脚螺栓直径： 地脚螺栓个数轴承旁联接螺栓直径：箱盖、箱座联接螺栓直径：轴承端盖螺钉直径：检查孔盖螺钉直径：箱盖的肋板厚度为： 箱盖的肋板厚度为：大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离：齿轮端面与箱体内壁间的距离：32箱体附件设计3.2.1箱体附件的设计为了检查传动件啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运，需要在减速