二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

--.z.z名目一 课程设计书2二 设计要求三设计步骤221.电动机的选择32.确定传动装置的总传动比和安排传动比43.计算传动装置的运动和动力参数54.齿轮的设计5.轴的设计5667.键连接设计88.滚动轴承的设计199.润滑密封设计26轴承端盖的设计 27\l“_TOC_250002“联轴器设计 30箱体构造设计 30\l“_TOC_250001“四设计小结 31\l“_TOC_250000“五参考资料 32一.课程设计书设计用于螺旋输送机上的两级斜齿圆柱齿轮减速器〔见图1二.设计要求条件：运输机工作轴转矩TW=1400N·m，运输机转速nw=115r/min。工作条件：连续单向运转，工作时有稍微振动，室内工作：输送螺旋工作转速允许误差±5%；两班制工作，3年大修，工作期限12年。加工条件：生产批量10台，中等规模机械厂，可加工7~8级齿轮。设计工作量：1.1*〔A0或A1〕；零件图2*；设计说明书1份。三.设计步骤电动机的选择工作机的有效功率为Pw=Tw·nw/9550=1400*115/9550=16.86kW从电动机到工作机间的总效率为1 2 η=η2*η2η1 2 Σ式中η1η2η3联轴器、齿轮传动、轴承的传动效率。由参考资料[1]9.1取η1=0.99、η2=0.97、η3=0.99，则η=0.992*0.972*0.993=0.895Σ所以电动机所需工作效率为ΣPd=Pw/η=16.86/0.895=18.84kWΣi`12.5，则电动机转速为ΣΣnd=i`nw=12.5*115=1437.5r/minΣ由参考资料[1]15.1Y180L-4,其满载转速为nm=1470r/min。确定传动装置的总传动比和安排传动比〔1〕 总传动比nm和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比Σi＝nm/nw＝1470/115＝12.78Σ〔2〕 安排传动装置传动比Σi＝i1*i2Σ式中i1、i2分别为高速级和低速级的传动比。i1=1.4i2，故i1=4.23，i2=3.02计算传动装置的运动和动力参数〔1〕 各轴转速n＝nm＝1470r/minn ＝nⅡ

＝n n /i＝Ⅲ Ⅱ 2

＝347.5/3.02=115r/min115r/min，在允许误差*围内。〔2〕 各轴输入功率＝P p ×＝Ⅰ d 1

＝18.84×0.99＝18.65kWP ＝p ×η2×

＝18.65×0.97×0.99＝17.91kWⅡ Ⅰ 32＝×P P η×2＝×Ⅲ Ⅱ 3

＝17.91×0.97×0.99＝17.2kW〔3〕 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩T

=9550

=9550000×18.86/1470=122525.9N·mmPd nPm＝所以:T T＝Ⅰ

N·mmT ＝TⅡ

1

*η=121300.6×4.23×0.97×0.99=492731.4N·mm323T ＝T ×i × ×=492731.4×3.02×0.97×0.99=1428973.3N·mmⅢ Ⅱ 2 2 3运动和动力参数结果如下表n)18.84122525.9147010.9918.65121300.614704.230.9717.91492731.4347.53.020.9717.21428973.3115轴名功轴名功P/kW率转矩转速传动比i效率T/N·mmn/(r/miη/%电动机轴1轴2轴3轴〔一〕高速级齿轮传动的设计计算1，选定齿轮精度等级、材料及齿数1〕零件输运设备为一般工作机器，速度不高，应选用8级精度等级即可2〕材料选择及确定许用应力rr

大齿轮的材料为〔参考资料[2]11-1〕由参考资料[2]11-5SF=1.25,SH=1.0由参考资料[2]11-4ZE=189.8ZH=2.5[σF1]=0.7σFE1/SF=336MPa [σF2]=0.7σFE2/SF=252MPa[σH1]=σHlim1/SH=700MPa [σH2]=σHlim2/SH=600MPa3z1=20z2=i2z1z2=204.23=84.6z2=85，并初步选定β＝15°177页】〔1〕确定公式内的各计算值由参考资料[2]11-3K=1.12)由参考资料[2]11-6取φd=1.03)i=z2/z1=4.25,即u=4.25；Zβ=√(cosβ)=0.983(2)计算试算小齿轮分度圆直径d1td1≥53.3mm模数 m=d1cosβ/z1=53.3*0.966/20=2.57齿宽 取b2=55mm,b1=60mm由参考资料[2]4-1m=3mm，实际d1=m*z1/cosβ=3*20/0.966=62.1mm,d2=3*85/0.966=263.98mm圆周速度v=πd1n1/(60*1000)=3.14*62*1470/(60*1000)=4.77m/s参照参考资料[2]11-28级制造精度是合宜的。3，按齿根弯曲强度设计178页】确定公式内的各计算值由参考资料[2]11-3试选载荷系数K=1.12)由参考资料[2]11-6取φd=1.03)zv1=20/cos315=22.2,zv2=85/cos315=94.4由参考资料[2]11-8YFa1=2.83，YFa2=2.23由参考资料[2]11-9YSa1=1.58，YSa2=1.79因 YFa1YSa1/[σF1]=2.83*1.58/336=0.01331＜YFa2YSa2/[σF2]=2.23*1.79/252=0.01584故应对大齿轮进展弯曲强度计算〔2)计算mn≥2.14mmmn大于由齿根弯曲疲乏GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.5mm但为了d1=62mm来计算应有的齿数.z1=62*cos15/2.5=23.96,z1=24z2=24*4.25=102(1)计算中心距a(2)a=(z1+z2)mn/2cosβ=(24+102)*2/(2cos15)=128.2mm130mm按圆整后的中心距修正螺旋角`14^15`计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mn/cosβ=24*2.5/0.966=62.1mmd2=z2mn/cosβ=102*2.5/0.966=263.98mm计算齿轮宽度b1=70mm,b2=65mm〔二〕 低速级齿轮传动的设计计算1，选定齿轮精度等级、材料及齿数1〕一般工作机器，速度不高，应选用8级精度等级即可2〕材料选择及确定许用应力rr

大齿轮的材料为〔参考资料[2]11-1〕由参考资料[2]11-5SF=1.25,SH=1.0由参考资料[2]11-4ZE=189.8ZH=2.5[σF1]=0.7σFE1/SF=336MPa [σF2]=0.7σFE2/SF=252MPa[σH1]=σHlim1/SH=700MPa [σH2]=σHlim2/SH=600MPa3〕取小齿轮z=25，则z=i z，z=253.02=75.5，取z=76，并初步选定1 2 2 1 2 2β＝15°177页】〔1〕确定公式内的各计算值1)由参考资料[2]11-3K=1.12)由参考资料[2]11-6取φd=1.03)i=z2/z1=3.04,u=3.04；Z√(cosβ)=0.983β(2)计算试算小齿轮分度圆直径d1td3 95.5mm≥模数 m=d3cosβ/z3=95.5*0.966/25=3.69齿宽 取b2=1000mm,b1=105mmd2=4*76/0.966=314.7mm圆周速度v=πd3n2/(60*1000)=3.14*103.5*347.5/(60*1000)=1.88m/s参照参考资料[2]11-28级制造精度是合宜的。3，按齿根弯曲强度设计178页】〔1〕确定公式内的各计算值由参考资料[2]11-3试选载荷系数K=1.12)由参考资料[2]11-6取φd=1.03)zv1=25/cos315=27.8,zv2=76/cos315=84.4由参考资料[2]11-8YFa1=2.65，YFa2=2.24由参考资料[2]11-9YSa1=1.61，YSa2=1.78因 YFa1YSa1/[σF1]=2.65*1.61/336=0.0127＜YFa2YSa2/[σF2]=2.24*1.78/252=0.0158故应对大齿轮进展弯曲强度计算〔2)计算mn≥2.95mmmn大于由齿根弯曲疲乏GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=4mm但为了同时满足接触疲乏强度，需要按接触疲乏强度算得的分度圆直径d1=95.5mm来计算.z1=95.5*cos15/4=23.06,z1=23z2=23*3.04=69.9,z2=70(1)计算中心距a(2)a=(z1+z2)mn/2cosβ=(23+70)*4/(2cos15)=183.75mm190mm11^46`37``计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mn/cosβ=23*4/0.977=94.166mmd2=z2mn/cosβ=70*4/0.977=286.592mm计算齿轮宽度b2=95mm，b1=100mm轴的设计及校核〔一〕高速轴(输入轴)求作用在齿轮上的力d1=62.1mmFt=2T1/d1=3906.6NFr=Fttanαn/cosβ=1471.9NFa=Fttanβ=992.2N二,初步确定轴的最小直径45钢,调质处理,A0=110[参考资料[2]14-2]245页】dmin=27.1mm由于轴截面上开有键槽,d=28mm高速轴的最小直径明显是安装联轴器处的轴的直径，d=30mm三，轴的构造设计1.高速轴工作简图如图(a)所示2、首先确定个段直径有最小直径算出1B的资2114.4]7207AC〕协作，取轴承内径3，设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmd=mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴5与轴承〔角接触球轴承7207AC〕协作，取轴承内径7,设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm63、确定各段轴的长度AL1

L1

=45mm54mm2CL3

=29mm,与轴承〔角接触球轴承7207AC〕协作,加上挡油盘长度GL7

=29mm,与轴承〔7207AC〕协作,加上挡油盘长度F段：L6=8mmE段：L5=68mm，齿轮的齿宽B1=70mmDL4=150mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离L=383mm,两轴承间距离〔不包括轴承长度〕S=250mm〔二〕中间轴的设计计算一、求作用在齿轮上的力d3=94.166mmFt=2T2/d3=10465.2NFr=Fttanαn/cosβ=3890.9NFa=Fttanβ=2181.9N二,初步确定轴的最小直径40Cr,调质处理,A0=100[参考资料[2]14-2]Dmin≥37.2mm依据减速器的构造，轴Ⅱ的最小直径应当设计在与轴承协作局部，初选角接触球轴承7208AC，故取d =40mmmin三，轴的构造设计1、轴Ⅱ的设计图如下：2，确定各段的直径角接触球轴承7208AC〕协作1角接触球轴承7208AC〕协作6，=43mm，5d=46mm2d=mm,3Dd4

=mm,定位轴肩3、然后确定各段距离：A段： L1=30mm,考虑轴承〔角接触球轴承7208AC〕宽度与挡油盘的长度B段：L2=15mm,套筒及齿轮定位CL3

=63mm,依据高速级大齿轮齿宽减去2mm〔为了安装固定〕5FL6

4度得出〔三〕输出轴的设计计算一、初步确定轴的最小直径40Cr,调质处理,A0=100[参考资料[2]14-2]Dmin≥53.08mm由于轴截面上开有键槽,d=54.67mmd=55mm三，轴的构造设计1、轴Ⅲ设计图如下：2，确定各轴段直径,30211〕协作1B段:d =60mm,非定位轴肩,h取2.5mm2h=6mm3,非定位轴肩，h=6.5mm4,与轴承〔圆锥滚子轴承30211〕协作567=45mm,联轴器的孔径673、确定各段轴的长度由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸12mm，便于安装2C段L3

=10mm,轴环宽度，取圆整值30212〕宽度需要-D段:L4=57.5mm,由两轴承间距减去长度确定由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸5=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到6=84mm,联轴器孔长度7各传动比V带2.3各轴转速n(r/min)

高速级齿轮3.24

低速级齿轮2.33nⅣ626.09各轴输入功率P〔kw〕

(r/min)

82.93

82.93P (kw)Ⅳ3.12各轴输入转矩T(kN·m)

(kN·m)

2.70(kN·m)

2.57TⅣ(kN·m)47.58带轮主要参数

143.53 311.35

286.91小轮直径〔mm〕90

大轮直径〔mm〕224

中心距a〔mm〕471

基准长度〔mm〕1400

带的根数z57.传动轴承和传动轴的设计传动轴承的设计3 ⑴. 求输出轴上的功率P，转速n，转矩T3 P=2.70KW n=82.93r/min3 3．T=311.35N m．3⑵. 求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径为. z--.z.zd =143.21mm2=T=而F 3t d2

2311.35143.21103

4348.16NF=F

tann

4348.16 tan20o 1630.06Nr t cos cos13.86oa tF，径向力F及轴向力F的方向如图示:t r a⑶. 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,依据课本P361

A取o取

112输出轴的最小直径明显是安装联轴器处的直径dⅠⅡ

,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141,Ka

1.5由于计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查?机械设计手册22112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d 40mm,故取d1

40mm.半联轴器的长度L112mm.半联轴器与轴协作的毂孔长度为L1

84mm⑷. 依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ

47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与轴协作的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取lⅠⅡ

82mm② 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,应选用单列角接触球轴承.参照工作要求并依据d 47mm,由轴承产品名目中初步选取0ⅡⅢ7010C型.d45d454545505050D8585100808090B191925161620dD258.860.566.059.259.262.4273.270.280.070.970.977.7轴承代号7209AC7209B7309B7010C7010AC7210C对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 dDB50mm80mm16mm,故dⅢⅣ

dⅦⅧ

50mm;而l

ⅦⅧ

16mm.右端滚动轴承承受轴肩进展轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d取h3.5mm,因此d

ⅣⅤ

57mm,③

ⅥⅦ

58mm;齿轮的右端与左轴承之间承受套筒定位.齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面牢靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l

ⅥⅦ

72mm.齿轮的左端承受轴肩定位,轴肩高3.5,取d

ⅤⅥ

65mm.轴环宽度b1.4h,取b=8mm.④ 20mm(由减速器及轴承端盖的构造设计而定).依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l30mm ,故取lⅡⅢ

50mm.⑤取齿轮距箱体内壁之距离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,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,滚T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.求轴上的载荷首先依据构造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20.6-7.7010C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.传动轴总体设计构造图:(从动轴)(中间轴)(主动轴)从动轴的载荷分析图:依据M2M2(T)21 3ca W

= 10.821962552(1311.35)20.12746545钢，调质处理。1962552(1311.35)20.127465ca〈[1] 此轴合理平安准确校核轴的疲乏强度.⑴. 推断危急截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A ⅡⅢ B无需校核.从应力集中对轴的疲乏强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈协作引起的应力集中最严峻,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.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Ⅳ和Ⅴ明显更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.⑵.截面Ⅶ左侧。抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系数 wT

=0.2d3=0.2503=25000截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 MM1

60.816144609Nmm60.8截面Ⅳ上的扭矩T为T=311.35Nm3 3截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T = 3TT WT

=31135012.45MPa2500045钢。调质处理。P355

15-1查得：因r

2.0

0.04D

581.16d 50 d 50经插入后得 2.0

=1.31轴性系数为q 0.82q

=0.85K =1+q (

K=1q〔

所以0.670.82综合系数为： K

=2.8K=1.62碳钢的特性系数 0.1～0.2 取0.1取 0.05～0.1 0.05取平安系数ScaS= 1 K a

a mS 1

k a S2S2Sca

tS

m10.5

≥S=1.5 所以它是平安的截面Ⅳ右侧抗弯系数 W=0.1d3= 0.1503=12500T抗扭系数 w =0.2d3=0.2503=25000T截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560截面Ⅳ上的扭矩T为 T=2953 3截面上的弯曲应力 b截面上的扭转应力

M133560W 12500

T = T W

=29493025000

11.80K

K 1=

12.8T K 1K=

11.62所以

0.67 0.82

0.92综合系数为：K =2.8 K

=1.62碳钢的特性系数0.1～0.2 取0.1

0.05～0.1 0.05平安系数ScaS= 1

K a

a mS 1

k a

t mS SS2S2S2ca

所以它是平安的键的设计和计算①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.依据 =55 3=65查表6-1取： 键宽 b2=16 h2=10 L2=36b3=20 h3=12 L3=50②校和键联接的强度查表6-2得 [ ]=110MPp a工作长度 l L b 2 2 2l Lb3 3

③键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=52 2K=0.5h=63 3〕得：2T

103

2143.53100052.20 ＜[ ]p2

ld22

52055 p2T

103

2311.35100053.22 ＜[ ]p3

ld33

63065 p两者都适宜取键标记为：2：16×36AGB/T1096-19793：20×50AGB/T1096-1979箱体构造的设计HT200〕制成，承受剖分式构造为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体承受H7协作.is6机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增加了轴承座刚度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，故承受侵油润油，同时为了防止油搅得沉渣溅起，H为40mm外表粗糙度为6.3机体构造有良好的工艺性.10，圆角半径为R=3。机体外型简洁，拔模便利.对设计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，以便工出支承盖板的外表并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固油螺塞：的支承面，并加封油圈加以密封。油标：油标位在便于观看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.通气孔：视孔改上安装通气器，以便到达体内为压力平衡.盖螺钉：钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.位销：安装一圆锥定位销，以提高定位精度.吊钩：.减速器机体构造尺寸如下：名称名称箱座壁厚符号计算公式0.025a38结果10箱盖壁厚9110.02a38b箱盖凸缘厚度b1

121 1箱座凸缘厚度

b b1.5 15箱座底凸缘厚度 b2

b 2.5 252地脚螺钉直径 df地脚螺钉数目 n轴承旁联接螺栓 d1直径

d 0.036a12f查手册d 0.72df

M246M12螺栓直径

d d=〔0.5~0.6〕d M102 f轴承端盖螺钉直 d3径视孔盖螺钉直径 d4

d=〔0.4~0.5〕d 10fd=〔0.3~0.4〕d 8f定位销直径

d d=〔0.7~0.8〕d 821d ，d，d至外 C1f 1 2机壁距离

查机械课程设计指导 3422书表4 18d ，df

至凸缘边 C2

查机械课程设计指导 28缘距离书表缘距离书表4外机壁至轴承座端面距离l1lCC+〔8~12〕1 1 2大齿轮顶圆与内1>1.21机壁距离齿轮端面与内机2>2壁距离501510机盖，机座肋厚m机盖，机座肋厚m,m1m0.85,m0.8511m91m