二级斜齿减速器课程设计说明书

1、西南科技大学城市学院课程设计XXXXXXXX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:第8章润滑密封设计33参考资料34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，2为一对滚子轴承的效率,3为圆柱斜齿轮效率，4联轴器效率，5为卷筒效率。1.2电动机所需工作功率为PdPw/a；卷筒转速 n=25.46r/min ,Tn 700 25.46955095501.866KW Pd Pw/a=2.36kw经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比h二24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比123= 8-40,则电动机转速的可选范围为nd= ( 16-160)

2、xN= 4074073r/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 选定型号为丫 100L 4的三相异步电动机，额定功率为3.0,满载转速nm1430r/min,额定转矩2.3。西南科技大学城市学院课程设计第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nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为nm=56.172.2分配传动装置传动比V带传动比选择li=3.3,齿轮传动比123= 17.02,取 12=4.6,取 13=3.7o西南科技大学城市学院课程设计第3章计算传动装置的运动和动力参数3.1

3、各轴转速n 二凹=433.3r/min11nn= 一 二 94.2r/min12n 皿二一=25.46 r/mini3rr皿=25.46 r/m in3.2各轴输入功率R = PdX 1 = 2.36X 0.96=2.26 kWPn = pi x nX 3 = 2.26x 0.98X 0.97 = 2.15kWPm = Pn X rAX 3 = 2.15X 0.98X 0.97= 2.04kWPiv = PmXnX n=2.04X 0.98X 0.99= 1.98kW3.3各轴输入转矩Ti=TdX i0X 1 N m电动机轴的输出转矩 Td =9550=9550X2.36/1430=15.76

4、 Nm nm所以：Ti= TdXiiXi=15.76X 3.3X 0.96=49.928 Nm Tn = Ti X i2 X 2 X 3=49.928X 4.6X 0.98X 0.97=218.32 Nm Tm = TnXisX2X 3=218.32X 3.7X 0.98X 0.97=767.885Nm Tv =TmX2X 4=767.885X 0.98 X 0.99=745 N m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45钢调质，齿面硬度为小齿轮

5、280HBS取小齿齿数Zi=17高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硕度为大齿轮240HBS乙=i X乙=17X4.6=78.2取乙=78齿轮精度按GB/T10095- 1998,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32Kfl U 1(Z hZe) 2d u hdn(1) 确定各参数的值：试选 Kt =1.25查课本P215图10-30 选取区域系数Z H =2.433由课本 P214 图 1026a1=0.73=0.84,则 a1a2=1.57由课本P202公式1013计算应力值环数Ni=60 门訂 =60 X 433.33 X 1 X( 2X 8X 300

6、X 8) =1.2479990404X 109hN2= Ni/ i2 =2.71304139X 108h查课本 P203 10-19 图得：Ki =0.9 K 2=0.94查课本由P207图102按齿面硬度查得h iimi 550 MPa小齿轮的接触疲劳强度极限Hiimi600MPa,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P202公式得：K HN 1 H lim 1h 1=540MPaShk HN2 H lim 2=517MPa许用接触应力亠尹83服查课本由R98表106得：Ze=189.8MP由P201表107得：d =1T=95.5 X 105X R/m=

7、4992768N.mm4.3设计计算(1) 小齿轮的分度圆直径cht蘇产-（备.25 49927.681 1.57V d U h25.6 2.433 189.8 =41.96294.6 528.5(2) 计算圆周速度0.9521 m/s60 1000(3) 计算齿宽b和模数口玳计算齿宽bb= d du=41.9629mm计算摸数叫初选螺旋角 =14mnt =2.395mmzi齿宽齿高之比bh齿高 h=2.25 mm =2.25 X 2.395=5.38895 mmb =7.7869h(5) 计算纵向重合度=0.318 d 1 ta n 0.318 1 17 tan 14= 1.61(6) 计算

8、载荷系数K使用系数Ka=1 .25根据v 0.9521 m/s,7级精度，查课本表108得动载系数Kv=1.05,查课本表 10-4 W Kh =1.416558325查课本表10-13得:Kf=1-3查课本表103得:Kh=Kf=1.2故载荷系数：K= Q K Kh Kh =1.25X 1.05X 1.2X 1.416558325=2.231(7) 载荷系数校正所算得的分度圆直径3(8)计算模数mndi cosrrin =zidi_dit =41.963X , 2.231 =50.902mm50.902 cos142.905mm174.4曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式ZKTiYcos2

9、( YfYs )mn ,dZ21 a( F)确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩Ti = 49927.68 N m (2)计算当量齿数z = z： /cos = 17/ cos314 = 18.6z: = z； /cos = 78/ cos314 = 85.385(3) 初选齿宽系数d按对称布置，由表查得尸1(4) 初选螺旋角初定螺旋角 =14(5) 载荷系数KK= Q K /C KA=1.25X 1.05X 1.2X 1.3 = 2.0475 查取齿形系数丫尸二和应力校正系数丫工查课本表105得：齿形系数丫疋=2875丫圧=2224应力校正系数丫土二1.536 丫汇=1.766重合度H.57

10、(8) 螺旋角系数丫 =0.88Yf Fs(9) 计算大小齿轮的 二f安全系数由表查得S=1.4f” =KFN 1 FE10.9 5001.4321.4385KFN2 FE220.95 3801.4257.86YfTsifi2.875 1.536321.42850.013738660.0153177Y&Fs2 2.224 1.776 F2257.86大齿轮的数值大选用.4.5设计计算计算模数3 422 2.0475 4.992768 104 0.88 cos214 0.0153177mn V1 172 1.571.788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

11、的法面 模 数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取g =2mnrfi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di=50.902 mm来计算应有的齿数于是由：50.902 cos14zi=24.69 取 zi=25叫那么 z2=4.6X25=115(2) 几何尺寸计算计算中心距 a= (Z1 Z2)mn =(25115)2 =144.28 mm 2cos 2 cos14将中心距圆整为144 mm按圆整后的中心距修正螺旋角(25 115) 2=arccosarccos 13.5362 144因值改变不多，故参数，k,Zh等不必修正.西南科技大学城市学院课程设计计算

12、大小齿轮的分度圆直径zirrin 25 2di= J=51.4285 mmcoscos13.536d2=巴 =236.5714 mm cos cos13.536计算齿轮宽度B= di1 51.4285 mm 51.4285mm圆整的B252Bi 57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45钢调质，齿面硕度为小齿轮280HBS取小齿齿数乙=17速级大齿轮选用45圆整取钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS z 2 =3.7 X 17=62.9Z2 =63.5.2齿轮精度按GB/T10095- 1998,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

13、1) 试选 Kt =1.6查课本图1030选取区域系数Zh =2.4332) 试选 14。,查课本图查得1 =0.732 =0.84=0.73+0.84=1.573) 应力循环次数Ni=60X n2 X j X Ln =60X 94.2 X 1 X (2X 8X 300X 10) =2.271296 X 108N7N2= 1 =7.3323243 10I4) 由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni =0.94Khn2 = 0.995) 查课本由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiimi 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 550MPa取失效概率为1

14、%安全系数S=1则接触疲劳许用应力600K HN 1 H lim 10.94564 MPaz = z： /cos1 刀 cos314= 18.6550/1 =544 5MPah（Hliml2547.5MPa查课本由表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa选取齿宽系数汀T=218320N.mmdnu 1u（ZHZE）232 1.6 21.832 104V 11.574.72.433 189.8 2547.25=73.832633 mm6）计算圆周速度d1tn260 10000.36416m/s7）计算齿宽b=ddit=1 X 73.832633=73.832633mm8）计算齿宽与齿

15、高之比入模数dit cosmm =乙4.214mm齿高 h=2.25X gt =2.25 X 4.214=9.4816 mm也二7严9）计算纵向重合度0.318 dZitan0.318 17 tan 14 1.34710）计算载荷系数K根据V=0.36416,由课本查图108得Kv=1.03由课本查表104得Kh =1.4246由课本查图10-13得Kf=1.3 由课本查表10-3得Kh =Kf =1.2使用系数Ka=1.25故载荷系数K= KaKvKh Kh =1.25X 1.03X 1 2X 1.4246=2.211)按实际载荷系数校正所算的分度圆直径di=di/.KKt =73.8326

16、33X2 2 82.1mm计算模数仆di cosz82.10 cos144.68mm175.4按齿根弯曲强度设计m2KY cos?dZ2iYfYsf(1)确定公式内各计算数值1) 计算小齿轮传递的转矩T= 218320Nmm2) 确定齿数z因为是硬齿面,故取 乙=17, Z2=3.7 17=62.9,取633) 初选齿宽系数d = 14) 初选螺旋角初定螺旋角 =145) 载荷系数KK= KaKvKh Kh =1.25X 1,03X 1.2X 1.3 = 2.00856) 当量齿数西南科技大学城市学院课程设计z: = z； /cos = 63/ cos314 = 68.9649由课本表10-5

17、查得齿形系数和应力修正系数丫f , 2.875,Yf 2 2.4414 论，1.536,Ys 2 1.7479根据纵向重合度7）螺旋角系数0.318 dZtan 0.318 17tan14 1.347课本查图10-28得Y =0.888）计算大小齿轮YfFsT7查课本由图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500MPaFE2 380MPa查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfni =0.90 K FN2 =0.98S=1.4kFN1 FE10.90 500321.428MPa1.4K FN 2 FF 2F 2 - s0.98 380266MPa1.4计算大小齿轮的書井加以比较Sa12.

18、875 1.5360.013738F1321.428YFa2Fsa22.4414 1.7479【F J20.0160425266大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算9）计算模数mnmm 2.9506mm2 2.0085 2.1832 逻 0.88 cos?! 4 0.01604251 172 1.57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 |w|整为标准模数，取g =3mnrfi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di=82.1 mm来计算应有的齿数.cos14=26.55 取乙=27r

19、rinz 2 =3.7 X 27=99.9 取 z2=10010) 初算主要尺寸计算中心距 a= _ioo_=196.33 mm 2 cos 2 cos14将中心距圆整为196 mm修正螺旋角=arccos( 1=arccos2 皿 arccos(27 1 00) 213.605arccos22 196因值改变不多，故参数 ,k,Zh等不必修正分度圆直径d二為曲_27_3 =83.33 mmcos cos13.605d2=Acos100 3cos13.605=308.66 mm11）计算齿轮宽度b ddi 1 83.3383.33mm圆整后取B 89mm B2 84mm第6章传动轴承和传动轴的

20、设计6.1出轴与轴承的设计(1)求输出轴上的功率P3,转速，转矩TaP3=2.04KWn3=94.2r/minT3=767.885N. m(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d2 =308.66mmFt =2T3d22 767.885143.21 104975.604NFr= Ft 妙4975.604COStan 20cos13.6051863.253NFa= Fttan =4975.604X tan 13.605 =1204.18N(3) 初步确定轴的最小直径先按课本152初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据课本表153取Ao 112输出轴的最小直径

21、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西南科技大学城市学院课程设计查课本P343表1 4 1 ,选取Ka 1 .3Tea KaE 1.3 767885998250.5N mm因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22 112选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为lOOON.m,半联轴器的 胡宀 dj 55mm,故取di n 55mm半联轴器的长度L 112mm.半联轴器孔径与轴配合的毂孔长度为Li 84mm(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，iu轴段右端需要制出一轴肩，故取nm

22、的直径 m62mm ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D 65mm半联轴器与轴配合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In的长度应比 略短一些，现取in82mm2) 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dn m 62mm和精度等级，选取30313单列圆锥滚子轴承。d D T 65mm 140mm 36mm所以d mivd皿麵65mm, Inn麵36mm。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dvv77mmo3) 取安装齿轮处的轴段d so70mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定

23、位已知齿轮毂的宽度为 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I可皿80mm.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高h=6,取dv 82 mm轴环宽度b 1 _4h，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130mm,故取I nm50mm.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,已知滚动轴承宽度T=36mm，高 速齿轮轮毂长L=52m

24、m贝UI 町麵 T s a (84 80)(36 8 16 4)mm 64mmI v v L S C a I mv I v(52 8 20 16 8 12)mm 84mm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d、刑65mm查课本表6 1得平键h b=20mm 12mm,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16mm 10mm 70mm,半联轴器与轴的配n6合为 巴。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.k6(6) 求轴上的载荷首先根据

25、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.L2 l_3 73mm145mm218mmA-FtFNH1L2L33309.46 NfNH21666.142 NFNV11964.32 NfNV2L2 L3F r FNV2100.96NMh241590.58N mmM v 1 Fnvi l_2143395.36N mmMv2 Fnv2I_314639N mmMi , M hM： 280941N mmM2 IM； mV2 242033.7N mm传动轴总体设计结构如下图1-1 :图1

26、-1（输出轴）从动轴的载荷分析如下图1-2 :前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得,=60MPaca ( 1此轴合理安全6.2传动轴承的设计求输出轴上的功率巳，转速氐，转矩T2P2=2.15KWT2=218N. mn2 =94.2r/min(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ch =236.5mm13.536而 Fti=用 2 218d2 236.5 10 31843.55Ntan nF r1 = F t11843.55COStan 20cos13.536。690.169NFai = Fn tan =1843.55X tan 13.536 =166.15N已知低

27、速级小齿轮的分度圆直径为ch =83.33mm13.605。2Ta2 218Ft2 3d283.33 105232NF r= Ft2 -也i.5232tan 20K1959.6NCOScos13.605Fa2= Ft2 tan =5232NX tan 13.605 =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,调质处理根据课本表15 3取112A3 * 31.7mm d .min取 dmin =35mm西南科技大学城市学院课程设计(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

28、承。根据d35mm和精度等级，选取30207单列圆锥滚子轴承。d D T 35mm 72mm 18.25mm,所以 | =18.25mmIU轴段右端需要制出一轴肩，根据直径d35mm； d47mm,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I =76mmo齿轮右端采用轴肩定位d un-iV=52mm,高速大齿轮与低速小齿轮之间的距离为15mm。I m-gp=15mm,根据输出轴的的定，和轴承30207的确定dw 35mm。lvv =125mmo以上为传动轴的基本尺寸。传动轴的结构图如下图2-1一広必一* Vi4 7j h1图2 j(5) 轴上零件的周向定位齿轮周向采

29、用平键连接。根据d35mm查课本表6 1得平键截面h b =10mm 8mm,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H 7轴的配合为；同样，d47mm选用平键为h b =14mm 9mm,长为40mm。同时保证n6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旦？。滚动轴承与轴的周向定n6位是过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为门6。(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20.67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Li L2 L3 65.5mm 85.

30、5 mm 53 204mmfNH1_吟區丄3-107.66N.mmL1 L2 L33280.78N.mmFz(Li L2) RlFnH2LiFNV1FnSJF2L3 F a2 FNV2DiFa1 牙 Fr1 L1Li L2Fr2 (L1 L2)Fa2巧r2L3-202.799N.mmD22=1066.6N.mmM hi=-7051 .3N.mmM H2=173881.34N.mmMvi 13283.334 N mmMv2 56529.8N mmMiMhi MX2i 15038.5N mmM2Mh2 Ma2 182363N mm弯矩图如下22(7) 根据按弯曲扭转合成应力校核轴的强度M2 (TJ

31、 2ca=36 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理查表 15-1 得i=70MPaca ( 1此轴可用6.3输入轴的设计求输入轴上的功率P,转速m转矩TP2 =2.26KWm =433.33r/mi nTi=49.92N. m西南科技大学城市学院课程设计（2）求作用在齿轮上的力已知高速小齿轮轮的分度圆直径为di =51.42mm13.536而斤二纽1941.6NdiFr= Fw丄丄 726.88NcosFa = Ft ta n =467.42N初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理根据课本表15 3取Ao 112为了安装方便和加工方便取dmin=25

32、mm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d DT 25mm 52mm 16.25mm根据传动轴和输出轴的尺寸设计出输入轴的结构如图3- 115.25119sr21 OSCM rm1E3()n11图3 1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20-14920.6-7.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L3 53.5mm 151.5mm 205mmFNH13L2 L3Ft 1434.88 NFNH22 Ft 506.7NL2 L3FaDFNV1595.8NFNV2 Fr Fnv2 131

33、NM h 76766N mmMv FNV1L2 31875.3N mmM MhM；83120.7N mm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Mi2 仃沪W=34前已选轴材料为45钢，调质处理 查表得i=60MPa1 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，大端盖分机体采用也配合.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=3o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，