二级斜齿减速器课程设计说明书.doc

键入文档标题西南科技大学城市学院课程设计XXXXXXXXX学院机械设计课 程 设 计题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器班级： 姓名： 指导教师： 完成日期： 目录第1章 电动机的选择31.1各个连接件的效率31.2电动机所需工作功率为3第2章 确定传动装置的总传动比和分配传动比42.1总传动比442.2分配传动装置传动比4第3章 计算传动装置的运动和动力参数53.1 各轴转速53.2 各轴输入功率53.3各轴输入转矩54.1高速级齿轮传动的设计计算64.2初步设计齿轮传动的主要尺寸64.3设计计算74.4曲疲劳强度设计84.5设计计算10第5章低速级齿轮传动的设计计算125.1材料125.2齿轮精度125.3齿面接触强度设计12第6章传动轴承和传动轴的设计176.1出轴与轴承的设计176.2 传动轴承的设计216.3输入轴的设计25第7章箱体结构的设计29第8章 润滑密封设计32参考资料33第1章 电动机的选择1.1各个连接件的效率为V带的效率, 为一对滚子轴承的效率，为圆柱斜齿轮效率，联轴器效率，为卷筒效率。1.2电动机所需工作功率为；卷筒转速n=25.46r/min， =2.36kw经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i124，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i23840，则电动机转速的可选范围为nd（16160）N4074073r/min。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，根据机械设计手册表12-1选定型号为Y100L4的三相异步电动机，额定功率为3.0，满载转速1430 r/min，额定转矩2.3。 第2章 确定传动装置的总传动比和分配传动比2.1总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为=56.172.2分配传动装置传动比V带传动比选择=3.3，齿轮传动比=17.02，取=4.6，取=3.7。第3章 计算传动装置的运动和动力参数3.1 各轴转速433.3r/min94.2r/min25.46r/min=25.46r/min3.2 各轴输入功率2.360.96=2.26kW22.260.980.972.15kW22.150.980.972.04kW24=2.040.980.991.98kW3.3各轴输入转矩= Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95502.36/1430=15.76 Nm所以: =15.763.30.96=49.928 Nm=49.9284.60.980.97=218.32 Nm=218.323.70.980.97=767.885Nm=767.8850.980.99=745Nm 第4章 齿轮的设计4.1高速级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齿轮材料及热处理。材料：高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数=17高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z=iZ=174.6=78.2 取Z=78(2)齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。4.2初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计(1)确定各参数的值:试选=1.25查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 =0.73 =0.84,则=1.57由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60433.331（283008）=1.247999040410hN= N/=2.7130413910h 查课本 10-19图得：K=0.9 K=0.94查课本由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限, 大齿轮的接触疲劳强度极限(2)齿轮的疲劳强度极限安全系数S=1,应用公式10-12得:=540=517 许用接触应力 =528.5查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=4992768N.mm4.3设计计算(1)小齿轮的分度圆直径d=41.9629(2)计算圆周速度0.9521m/s(3)计算齿宽b和模数计算齿宽b b=41.9629mm计算摸数m初选螺旋角=14=(4)齿宽齿高之比齿高h=2.25 =2.252.395=5.38895=7.7869(5) 计算纵向重合度=0.318=1.61(6) 计算载荷系数K使用系数=1.25根据,7级精度, 查课本表10-8得动载系数K=1.05,查课本表10-4得K=1.416558325查课本表10-13得: K=1.3查课本表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =1.251.051.21.416558325=2.231(7)载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=41.963=50.902(8) 计算模数=4.4曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式(1)确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩49927.68Nm(2)计算当量齿数zz/cos17/ cos1418.6 zz/cos78/ cos1485.385(3)初选齿宽系数按对称布置，由表查得1(4)初选螺旋角初定螺旋角 14(5)载荷系数KKK K K K=1.251.051.21.32.0475(6)查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本表10-5得:齿形系数Y2.875 Y2.224应力校正系数Y1.536 Y1.766(7)重合度=1.57(8)螺旋角系数=0.88(9)计算大小齿轮的 安全系数由表查得S=1.4 = 大齿轮的数值大.选用.4.5设计计算(1)计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m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m=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d=50.902来计算应有的齿数.于是由:z=24.69 取z=25那么z=4.625=115 (2)几何尺寸计算计算中心距 a=144.28将中心距圆整为144按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.4285d=236.5714计算齿轮宽度B=圆整的 第5章低速级齿轮传动的设计计算5.1材料低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=17速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=3.717=62.9 圆整取z=63.5.2齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。5.3齿面接触强度设计(1)确定公式内的各计算数值1)试选K=1.6查课本图10-30选取区域系数Z=2.4332)试选,查课本图10-26查得=0.73 =0.84 =0.73+0.84=1.573)应力循环次数N=60njL=6094.21(2830010)=2.27129610 N=4)由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.99 5)查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大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=0.99550/1=544.5547.5查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=218320N.mm =73.8326336)计算圆周速度 0.364167) 计算齿宽b=d=173.832633=73.8326338) 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.254.214=9.4816 =7.789) 计算纵向重合度10)计算载荷系数K根据V=0.36416，由课本查图10-8得 =1.03由课本查表10-4得 =1.4246由课本查图10-13得 K=1.3由课本查表10-3 得K=K=1.2使用系数K=1.25 故载荷系数K=1.251.031.21.4246=2.211)按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=73.83263312)计算模数5.4按齿根弯曲强度设计m(1)确定公式内各计算数值1) 计算小齿轮传递的转矩218320Nmm2) 确定齿数z因为是硬齿面，故取=17,=3.717=62.9,取633) 初选齿宽系数14)初选螺旋角初定螺旋角145)载荷系数KK=1.251.031.21.32.00856)当量齿数zz/cos17/ cos1418.6 zz/cos63/ cos1468.9649由课本表10-5查得齿形系数和应力修正系数 7)螺旋角系数根据纵向重合度 课本查图10-28得=0.888)计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.98 S=1.4=计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.9)计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m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m=3mm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d=82.1来计算应有的齿数.z=26.55 取z=27z=3.727=99.9 取z=10010)初算主要尺寸计算中心距 a=196.33将中心距圆整为196修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正分度圆直径d=83.33d=308.6611)计算齿轮宽度圆整后取 第6章传动轴承和传动轴的设计6.1出轴与轴承的设计(1)求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.04KW =94.2r/min=767.885Nm(2)求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =308.66而 F= F= F F= Ftan=4975.604=1204.18N(3)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,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,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,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000N.m,半联轴器的孔径(4)根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,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受轴向力和径向力，故选单列圆锥滚子轴承。根据和精度等级，选取30313单列圆锥滚子轴承。所以，。右端滚动轴承采用轴肩定位，查设计手册30313型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此，取77mm。3)取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为84mm,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. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高h=6,取.轴环宽度,取b=12mm.4)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 ,故取.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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=8,已知滚动轴承宽度T=36,高速齿轮轮毂长L=52,则 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.(5) 轴上零件的周向定位齿轮，联轴器的周向采用平键连接。根据查课本表61得平键=20mm12mm,长为63同时保证齿轮与轴配合有良好的对中型，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴连接，选用平键为16mm10mm70mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为n6.(6)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.对于30313型圆锥滚子轴承,a=29mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 传动轴总体设计结构如下图1-1: 图1-1 (输出轴) 从动轴的载荷分析如下图1-2: 图1-2(7)按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=18.2前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全6.2 传动轴承的设计(1)求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.15KW =94.2r/min=218Nm (2)求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为 =236.5 而 F= F= F = Ftan=1843.55=166.15N已知低速级小齿轮的分度圆直径为 =83.33 而 F= F= F = Ftan=5232N=1266N(3)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,根据课本取取=35mm(4)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受轴向力和径向力，故选单列圆锥滚子轴承。根据和精度等级，选取30207单列圆锥滚子轴承。,所以=18.25mm-轴段右端需要制出一轴肩,根据直径;,左端用轴承端盖固定, 高速大齿距离箱体24mm,齿轮轮毂宽度为52mm,所以=76mm。齿轮右端采用轴肩定位=52mm,高速大 齿轮与低速小齿轮之间的距离为15mm。=15mm,根据输出轴的的定，和轴承30207的确定35mm。=125mm。以上为传动轴的基本尺寸。传动轴的结构图如下图2-1 图2-1(5) 轴上零件的周向定位 齿轮周向采用平键连接。根据查课本表61得平键截面 =10mm8mm,长为68mm同时保证齿轮与轴配合有良好的对中型，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，选用平键为=14mm9mm,长为40mm。同时保证齿轮与轴配合有良好的对中型，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为n6。 (6)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.对于7010C型的角接触球轴承,a=29mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. -107.66N.mm3280.78N.mm-202.799N.mm=1066.6N.mm=-7051.3N.mm=173881.34N.mm 弯矩图如下2-2 图2-2 (7)根据按弯曲扭转合成应力校核轴的强度=36 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=70MPa 此轴可用。6.3输入轴的设计 . 求输入轴上的功率，转速，转矩P=2.26KW =433.33r/min=49.92Nm . 求作用在齿轮上的力已知高速小齿轮轮的分度圆直径为 =51.42 13.536而 F=1941.6N F= F726.88N F= Ftan=467.42N. 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,根据课本取为了安装方便和加工方便取=25mm根据最小尺寸查机械课程设计手册表67选取30205圆锥滚子轴承根据传动轴和输出轴的尺寸设计出输入轴的结构如图31 图31（4）.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.对于30205型圆锥滚子轴承,a=12.5mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.输入轴的弯矩图如下32 图3-2（6） 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=34前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全第7章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，大端盖分机体采用配合.1.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，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