二级斜齿圆柱齿轮减速器设计书

1、二级斜齿圆柱齿轮减速器设计书一.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式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,滚筒效率为0.96（包括滚筒与轴承的损失效率）,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 原始数据：表A'参数'-" 1 题号第一组数据运输带工作拉力F （KN7运输带工作速度v m/s1.1滚筒直径Dmm400设计要求1. 减速器装配图一 （A0或A1）。2. 零件工作图13。3. 设计说明书1份。三.设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电

2、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：中 I邃.护图一：（传动装置总体设计图）2. 电动机的选择工作机有效功率： 总效率：P= FV/1000= 7000x 1.1/1000

3、 = 7.7kwn = n 1 xn 1 xn 2xn 2 xn 2 xn 3 xn 3 xn 4查表9.1（机械设计课程设计第三版工业大学王连明宋宝玉主编）注：设计书中后面所要查表的数据都来自此书，不再加以说明。如有数据来自其他书，设计书中会有说明。n 1 （联轴器）=0.99 n 2 （轴承）=0.98 n 3 （齿轮）=0.98 n 4 （滚筒效率）=0.96n = 0.99X 0.99 X 0.98 x 0.98 x 0.98 x 0.98 x 0.98 x 0.96 = 0.85电动机所需工作功率为：P= P/n = 7.7/0.85= 9.06kW卷筒转速:1000 60 1.13

4、.14 400 53r/min，经查表按推荐的传动比合理围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i = 840电动机转速可选围为：n_ i x n_(840) x 53_ (424 2120) r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格使用环境和减速器的传动比，决定选择同步转速 为1000 r/min的电动机。查表15.1选定型号为丫160L6的三相异步电动机。电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下。表B电动机型号额定功率/kw满载转速/( r/min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160L6119702.02.03. 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

5、速n和卷筒转速转速n,可得传动装置总传动比为:i = n/n= 970/53= 18.30(2) 分配传动比i = i x i考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i = 1.4 ii =1.4i= 1.4 18.30 = 518.30_ 3.66I轴II轴m轴4. 计算传动装置各轴的运动和动力参数(1)各轴转速n _ n_ 970 r/minn _ 194 r/mini5n194.m_ _ 53 r/min3.66卷筒轴n 卷=nM = 53 r/min(2) 各轴输入功率I 轴R = pd X 1 = 9.06X 0.99= 8.97kWU 轴Pn = pi Xn X 3 = 8.97X

6、 0.98X 0.98 = 8.61kW川车由Prn = Pn X nX 3 = 8.61 X 0.98X 0.98= 8.27kW卷筒轴P卷 = P皿 XnX 1=8.27X 0.98X 0.99= 8.03kW(3) 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩 Td=9550 电 =9.55 106X 906 =8.92 X 104N mm nm970所以:I轴Ti = Td X 1 =89199.0X 0.99=8.83X 104N -mmn轴5Tn = Ti X i X 2 X 3=88307.0X 5X 0.98X 0.98=4.24X 105N -mm川轴Tm = Tn X i X 2 X 3

7、 =424050.1 X 3.66X 0.98 X 0.98=1.49X 106 N mm卷筒轴T卷 =Tm X nX 1=1490563.3X 0.98 X 0.99=1.45 X 106 N mm将上述结果汇总于表C,以备查用轴名功率P/kw转矩T/ (N - mr)转速n (r/min )传动比i效率电机轴9.068.92 X 1049701099I轴8.978.83 X 1049705096n轴8.964.24X 10 51943.66096m轴8.271.49X 10653卷筒轴8.031.45 X 1065310976.齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料，热处理及精

8、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45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS取小齿齿数Z1=20Z2 =i XZ1=5X20=100 齿轮精度按GB/T10095 1998，选择7级，齿根喷丸强化 初选螺旋角=14。2 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Kt =1.6查课本P215图10-30 选取区域系数Z H =2.433由课本 P214 图 10-2610.752 0.87贝 U 0.75 0.87 1.62 由

9、课本P202公式10-13计算应力值环数N1 =60nj L, =60 X 970X 1 X(2X 8X 300X 8)=2.23488 X 109hN2 = N1/5 =4.46976 X 108h (5 为齿数比,即 5=生)Z1 查课本 P203 1 0-19 图得：K 1 =0.92 K 2=0.95 查课本 P205 10-20d 图得： Hiim1 = 550MPaHim2 = 450MPa 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S=1,应用课本P202公式10-12得:h1 = KN1 =0.92X 550=506 MPaSh2=KhN2 Hlim2 =0.95X 450=4

10、27.5 MPaS许用接触应力h( h1 h2)/2(506427.5)/2466.75MPa 查课本由R98表10-6得：ZE =189.8MPa由 P201 表 10-7 得:d =13.设计计算 小齿轮的分度圆直径d1tu 1 (ZhZe )2 u ( h)3 2 1.6 8.83 10462.433 189.8“=. - ()258.95mmV 1 1.625466.75 计算圆周速度计算齿宽计算齿宽b=60 1000b和模数计算摸数mnt3.14 58.95 9702.99m/ s60 1000mntd d1t =58.95mmmndit cos58.95 cos14202.86mm

11、%齿高 h=2.25 x mnt =2.25 x 2.86=6.44 bh = 58'956.44 =9'15计算纵向重合度计算齿宽与高之比mm=0.318 d 1 tan 0.318 1 20计算载荷系数K使用系数Ka=1根据v 2.99m/s,7级精度,查课本动载系数Kv=1.11,查课本由P194表10-4得Khtan 14 =1.586Pi92 表 10-8 得的计算公式:Kh =1.12 0.18(1 0.6 d2)2d +0.23 x 10 3 x b=1.12+0.18(1+0.61) x 1+0.23 x 10 3 x 58.95=1.42查课本 P195 表

12、10-13 得：K F =1.35查课本由P193表10-3得：K H =Kf =1.4故载荷系数：K = K K Kh Kh =1x 1.11x 1.4x 1.42=2.21 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径33 J2 21d1=d1t 、K/Kt=58.95x=65.65mm 计算模数mnmn=16565 cos14 3.18mmZ1204.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3I2KT1Y cos2Yf YsdZ21 a(F)确定公式各计算数值计算当量齿数计算大小齿轮的f安全系数由表查得S= 1.4查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 FF1 500MPa大齿

13、轮 FF2 380MPa查课本由P202表10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfn1=0.83K取弯曲疲劳安全系数=K FN1 FF 11 = K FN2 FF2Sfn2 =0.88S=1.4ffYf11Yf?Fs2F 20.83 500296.43 MPa1.4°88 380238.861.42.724 1.569296.432.171 1.799238.860.014420.01635z= z/cos= 20/ cos314 = 21.89 z = z/cos= 100/ cos314 = 109.47查取齿形系数丫和应力校正系数丫 查课本P197表10-5得：齿形系数 丫 = 2.

14、724 丫 = 2.171应力校正系数 丫 = 1.569 丫= 1.799 初选齿宽系数按对称布置，由表查得=1载荷系数KK = K K K K=1 X 1.11X 1.4X 1.35 = 2.10Yf Fs大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数3根据 =1.586查课本P215表10-28得Y = 0.884 2mn2 2.10 8.83 100.88 cos 14 0.01635, “2mm 1.98mm1 20 1.62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=3mm但为了同时满足接触疲劳

15、强度，需要按接触疲劳强 度算得的分度圆直径d1=65.65 mm来计算应有的齿数.于是由：z1= 6565 cos14 =21.23 取 z1=21 mn那么 z2=5X 21=105几何尺寸计算计算中心距 a= 0 Z2)mn =105) =194.79 mm2 cos2 cos14将中心距圆整为195 mm按圆整后的中心距修正螺旋角(12)mn(21 105) 3=arccosarccos14.2522 195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.ZEn21 3" ccd_!= _n=65.00 mmcos cos14.25.Z2mn105

16、3 C" ccd2 = I=325.00 mmcos cos14.25计算齿轮宽度B= d11 65.00mm65.00mm圆整的 B2 65B1 70(二)低速级齿轮传动的设计计算280HBS材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS取小齿齿数Z1=25乙=3.66 X 25=91.5 圆整取 z?=92齿轮精度 按GB/T10095 1998,选择7级，齿根喷丸强化试选12o按齿面接触强度设计1. 确定公式的各计算数值 试选Kt=1.6 查课本由P215图10-30选取区域系数ZH =2.45 ，查课本由P214图

17、10-26查得1 =0.732 =0.89=0.73+0.89=1.62应力循环次数N1 =60X n2 X j X Ln=60X 194X 1 X (2 X 8X 300X 8)=4.47 X 10884.47 103.661.22 X 108由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数K hn 1 =0.94K hn 2 = 0.98查课本由P207图10-21dH lim 1600MPa ,按齿面硬度查得小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hi =K HN1H lim 1 = 0.94600564 MPaKh 2= 些 hj=0.98X 550/

18、1=539 MPaS( H lim 1H lim 2 )h 551.5MPa2查课本P198表10-6查材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa选取齿宽系数d 1d1tu 1(ZhZe)23 2 1.6 4.24 105u ( h)、1 1.624.663.66(2.45 189.8)551.5=94.04 mm2. 计算圆周速度d1t n260 100094.04 19460 10000.955m/s3. 计算齿宽b= d d1t=1 X 94.04=94.04mm4. 计算齿宽与齿高之比b h模数Et =d1t cos乙94.04 cos12253.679mm齿高 h=2.25X gt

19、 =2.25 X 2.142=8.2787 mmbh =94.04/8.2787=11.365. 计算纵向重合度0.318 d4tan 0.318 25 tan 121.6906. 计算载荷系数KKh =1.12+0.18(1+0.6 d2)(2+0.23X 10 3 X b3=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 X 94.04=1.4296 使用系数K a=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值Kv=1.09 Kf =1.35 Kh =Kf =1.2故载荷系数K = KAKvKH Kh =1 X 1.09X 1.2X 1.4296=1.8707. 按实际载荷系数校正所算的分度圆

20、直径3 Id1=d1t K Kt =94.04x1.87099.06mm计算模数mnd1 cosZ199.06 cos12253.8758mmm >2KT1Y cos2dZ21YfYsf确定公式各计算数值(1) 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得=1(2) 载荷系数KK = K K K K=1 X 1.09X 1.2X 1.35= 1.7658(3) 当量齿数z = z/cos= 25/ cos312 = 26.713 z = z/cos= 92/ cos312 = 98.305由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数YYf 1 2.591,Yf 22.192Ys 1 1.5

21、98,Ys 21.788(7)同高速齿轮一样查表螺旋角系数丫 = 0.88同高速齿轮一样查表Yf FS(8)计算大小齿轮的丫f查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500MPaFE2 380 MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88K FN2 =0.90 S=1.4fK fn 1SFE10.88 5001.4314.29MPafK FN2SFF 20.90 3801.4244.29MPaYFa1F Sa1F】12.591 侮80.01317314.29计算大小齿轮的丫今并加以比较YFa2F sa2F)20.016042.192 1.7882

22、44.29大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算 计算模数mn5 22.7132mm1.7658 4.24 100.88 cos 12 0.016042mm1 251.62对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 叫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 =4mM旦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 =99.06 mm来计算应有的齿数.z1=99.06 cos12 =24.22 取 z1=24 mnz2 =3.66 X 24=87.84 取 z2 =88 初算主要尺寸计算中心距 a= 0 Z2)mn =

23、_88) =229.004 mm2 cos2 cos12将中心距圆整为230 mm=arccos2)mn2修正螺旋角arccos(24 88) 413.122 230因值改变不多，故参数,k , Zh等不必修正分度圆直径.ze24 4 cc ed 1 = =98.57 mmcos cos13.12.Z2mn88 4 ”彳d2 =361.43 mmcos cos13.12计算齿轮宽度b dd11 98.5798.57 mm圆整后取 B1 99mm B2104mm1.6低速级大齿轮如上图: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Pm，转速n3，转矩T皿Pm =8.27KWn

24、 3=53r/mi nT皿=1.49x 106N mm求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2 =361.43 mm2T32 1490而 Ft=338245.03Nd2361.43 10 3Fr= Ft ta8245.03 tan20。3081.38Ncoscos13.12Fa = Fttan =8245.03x 0.23308=1921.71N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示：.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，根据课本卩361表15 3取Ao 112dminAo J空 60.30mm,na由于轴与联轴器连接时

25、要开键槽，故将其直径增大3%，所以dmin = 60.30 x (1+3%) = 62.109mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di 口 ,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课本P343表14 1,选取Ka 1.5Tca KaT31.5 14902235N m查机械设计课程设计表13.4选取GY8型凸缘联轴器型号公称转矩 t (n- m许用转速n ( r / mi n)轴孔直径D (mr)轴孔长度L(mr)转动惯量kg ? m2质量m/kgGY831504800631420.10327.5故取di 口 63mm半联轴器的长度L 142mm.半联轴器 与轴配合的毂孔

26、长度为L1100mm.根据轴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，1 - U轴段右端需要制出一轴肩，故取U -川的直径dn m (1 0.1) 6369.3,取dn m =70mm ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D 73mm。 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dn皿70mm。 查机械设计课程指导红家娣等主编，高校，2006表10-2选择角接触球轴承轴承代号d (mmD (mmB (mma 值(mm7015C751152022.72. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的

27、d D B 75mm 115mm 20mm ,故 d 皿即 d 町麵 75mm ； 0 1=20mm.左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7015C型轴承定位轴肩高度 h 7mm,因止匕d 可-v =89mm, 取安装齿轮处的轴段W - %直径d刑町82mm;齿轮的右端与右轴承之间米用套筒定位 .已知 齿轮毂的宽度为99mm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% 95mm.齿轮的左端采用轴肩定位 ，轴肩高h>0.07d=5.25,取h=6mm则轴环处的直径dv94mm.轴环宽度 b 1.4h ,取 b=10mm. 轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及

28、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I 30mm ,故取ln 皿 50mm. 取齿轮距箱体壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在 确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=20mm,高速齿轮轮毂长L=104mm,则I 町麵 T s a (9995)(208 16 4)mm 48mmIiv v L s c a Ivh(104 8 20 16 10)mm 138mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 轴上零件周向定位齿轮，半联轴器的周向定位均采用

29、平键连接。按町82mm dz 口 63mm查机械设计课程设计表11.28 选择平键，参数如下：由上表b 1=28b2=18课本表6-2键工作长度llh1=16h2=11p=110MP 1=80-28=52 2=100-18=82L 1=80L 2=55键与轮毂键槽的接触高度k1 =0.5 h2 =0.5 h课本6-1得2T1p11 =82 =5.5103=87.36< p 勺川1p齿轮与轴连接轴径bLh轴槽深t毂槽深t 195110288016106.5半联轴器与轴连接轴径bLh轴槽深t毂槽深t 74.42T2 103p2=102.07< pp2 K2l2

30、d2p计算得两个键都合适。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，查机械设计手册20-149表20.6-7.L3196.8mm70.8mm265.6mm对于7010C型的角接触球轴承，a=22.7mm,做为简支梁的轴的支承跨距L2F NH1占丁 8245.0370.8265.62197.8NFNH 2F NV1l22 Ft 8245.03 L2 L3FaDF丄3记2196.8265.66109.3NFNV2MhL2 L31179.54NFr FNV2 3081.381179.54FNH1L2432527.04N mm1901.84NFNV1L21179.54

31、196.8232133.472N mmMv2Fnv2L3 1901.84 70.8 134650.272N mmM,MHMl： 2321332 432527" 490882N mmM 2453001 N mm传动轴总体设计结构图：FTP-4-11 ¥从动轴）（中间轴）（主动轴）从动轴的载荷分析图6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度3232345252 mmd bt(d t) 3.14 8228 (82 10)课本表15-4 w -32 2d322 82根据caMi2(T3)24908822(0.6 1490000)245252222.54前已选轴材料为45钢，调质处理。课本

32、表 15-1 得,=60MP aca 1 此轴合理安全8.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，大端盖分机体采用巴配合.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6.33. 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

33、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, 以便达到体为压力平衡E盖