一级圆柱斜齿轮减速器机械设计

1、机械设计课程设计课题名称 一级圆柱齿轮减速器的设计计算学 院专 业班 级 081 班姓 名胡桐学 号 080802110198指导老师郑伟刚老师完成日期2011年1月8日星期六目录第一章 绪 论 4.第二章 课题题目及主要技术参数说明 52.1 课题题目 5.2.2 主要技术参数说明 5.2.3 传动系统工作条件 5.2.4 传动系统方案的选择 5.第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算 63.1 减速器结构 6.3.2 电动机选择 6.3.3 传动比分配 7.3.4 动力运动参数计算 7.第四章 带轮设计 9.第五章 齿轮的设计计算 1. 05.1 齿轮材料和热处理的选择 1. 05.2

2、齿轮几何尺寸的设计计算 115.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 115.2.2 齿轮几何尺寸的确定 135.3 齿轮的结构设计 1. 4第六章 轴的设计计算 1. 56.1 轴的材料和热处理的选择 1. 56.2 轴几何尺寸的设计计算 1. 66.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 166.2.2 轴的结构设计 1. 66.3 输出轴几何尺寸的设计计算 2. 16.3.1 按照扭转强度初步设计输出轴的最小直径 216.3.2 输出轴的结构设计 22第七章 轴承、键和联轴器的选择 257.1 滚动轴承的校核计算 2. 57.1.1 输入轴承的校核（型号 7208C）257.1.2

3、 输出轴承的校核（型号 7210C）267.2 键的选择计算及校核 2. 77.3 联轴器的选择 2. 8第八章 减速器润滑、 密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的 计算 2.88.1 润滑的选择确定 2. 88.1.1润滑方式 2. 98.1.2 润滑油牌号及用量 298.2 密封形式 2.98.3 减速器附件的选择确定 2. 98.4 箱体主要结构尺寸计算 3. 0第一章 绪 论参考文献1、机械设计基础，杨可桢等主编，高等教育出版社。2、机械设计课程设计 ，周元康等主编，重庆大学出版社机械制图教材3、机械零件设计手册4、工程力学教材第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目带式

4、输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及v带传动。2.2主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=2800N,输送带的工作速度V=1.4m/s，输送机滚筒直径D=275mm。2.3传动系统工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳； 两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量 生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.4传动系统方案的选择图1带式输送机传动系统简图第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3.1减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。3.2电动机选择（一）工作机的功率PwPw=F*V/10

5、00 t=2800X 1.4/（1000*1）=3.92kw（n工作及传动效率为1）电动机 选用：Y132S-4（二）总效率总总=带齿轮联轴器=0.95X 0.98X 0.99X 0.98=0.903（三）所需电动机功率PdP=Pv?总=3.92/0.9=4.34 kw查机械零件设计手册得 Ped = 5.5 kw电动机选用Y100L2-4电动机额定功率P5.5kw电动机满载转速nm1440r/mi n电动机轴伸出端直径38mm电动机伸出端安装长度60mmi 轮=3.7025i齿=43.3传动比分配工作机的转速n=60X lOOOv/ ( D=60X 1000 X 1.4/( nX 275)

6、=97.22r/mi n、=nm /nw =1440/97.22=14.810取i齿=4则i 带=i 总/i 齿=14.810/4=3.7025取咼速小齿轮齿数 乙=20,大齿轮齿数Z2=803.4动力运动参数计算(一)转速n口0 =门满=1440 (r/min )n I = n o / i 带=n 满 /=1440/3.7=389(r/min )nII = nI /i 齿=389/4=97 (r/min )nhi = nii =97 (r/min )(二)功率PP =P 带=5.5 X 0.95=5.23 kwF2=R 带 齿轮=5.23 X 0.98=5.12 kwF2=P 带齿轮联轴器=

7、5.12X 0.99=5.07kw（三）转矩TTi=9550R/ni=9550X 5.23/1440=34.65 N mT2=9550F2/n2=9550X 5.12/398=135.84 N mT3=9550P?/n3=9550X 5.07/97=499.06N m计算及说明结果结果将上述数据列表如下:轴号功率P/kWN/(r.min “)T/(N - m)i15.23144034.6523.702525.12389135.835435.0797499/061第四章带轮设计1. 计算功率巳由表 13-8 得Ka=1.2FC=Ka XP= 1.2 X5.5kw = 6.6KW2. 选择V带型号

8、P=6.6KW n1=1440r/min选择 A型普通 V带3. 求大小带轮基准直径、d2由表13-9应不小于75取d1=125mm(2=n1 d1 (1 - s) =1440/389 X125 X (1 - 0.02) =490mm n2由表 13-9 取d2=500mm4. 验算带速Vnd1 nj 3.14 X 125 X 1440V=9.4m/s60 X 10060 X 100带速在5-25m/s范围内选择合适5. 求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距£0=1.5 (d1+d2 ) =1.5 X (125+500 =937.5mm取a0=900mm符合 0.7 (d1 +

9、d2) <a0<2 (d1 +d2)由 L0 =2a0 + n (d1 +d2) +(d2-d 1)=2820.8mm02124a0查表13-2对A型带选用Ld=2800mma a0 + Ld2Lo=890mm6. 验算小带轮包角a 1a =180°- d2-d 1 X57.3°=180°- 500-125 X57.3°=156° > 120°1a890包角合适7. 求V带根数ZZ=Pc(P0+?P 0KdK|)n仁 1440r/min d1 =125 mm 查表 13-3 得 F0 =1.90KW 由 i=竺=90

10、0=4.1d1 ( 1- £) 125 X(1-0.02 )查表 13-5 得？F0 = 0.16KW由 a =1560 查表 13-7 得 K a=0.94查表 13-2 得 Kl=1.06Z=Pc36=2.98(P0+?P 0Kd Kl) (1.05+0.16 ) X 0.93 X 1.06取z=3根8. 求作用在带轮轴上的压力Fq查表 13-1 得 q=0.1kg/m单根V带的初拉力：-500P c 2.52F0=ZVC(Ka - 1)+ qv2=500 X 6.6( 2.5 - 1)+0.1 X 9.42 =203 N3 X 9.4 ' 0.94作用在轴上的压力：15

11、60Fq=2ZF0 sin 寺=2X 3 X 203 X sin 号N=1191N第五章齿轮的设计计算5.1齿轮材料和热处理的选择小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面硬度250HBS大齿轮选用45号钢，调质处理，齿面硬度200HBS5.2齿轮几何尺寸的设计计算5.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸(1)由机械零件设计手册查得OHIiml =600MPaoHiim2 =550MPaofei =460 MPaofe2 = 410MPaSh = 1Sf = 1.25OF1 =ofei / Sf= 460/1.25=368MPaOF2=OFE2 / Sf= 410/1.25=328MPaoH1 =

12、oHlim1 / Sh = 600/1 =600 MPa0H2 = oHlim2 / Sh = 550/1 =550 MPa(2)按接触强度设计:. 八 3 3352a（u+ 1） V（-）2OHK?T 2Od?u由已知得：T2 = 135.835 N m载荷系数：k=1.2(表11-3)d= 1.2（表（11-6）a（u+ 1） W：）2 鶯=（4+ 1）1.2 X 135.8351.2 X4=143.86取 a=155初选螺旋角：3=15°模数:Mn2a cos 32?155 cos15Z1+Z 220+800=2.99取: Mn = 3校核螺旋角：供cos-1 rMn? (z1

13、+z2)-1 3? (20+80 )2?aWWO_ _.厂 L2?155=14°35'33(3)验算弯曲强度：校核公式:0F =2k r2 "haYsa2二ofb Mn - z计算及说明结果齿形系数：（查图11-8）得:YFa1=2.93 YFa2=2.25Ysa1=1.57 Ysa2 = 1.77di =mZcos p=60b=©d = 1.2 ? 60 = 72取 b2=75mm,b1 =80mm2k T FaY SarcF1 = 2=149Mp < cF1 =368MPab Mn z同理，F2c129MPa< c2 = 328MPa所以弯

14、曲强度符合要求(4)齿轮的圆周速率:V=ndM=n（SJ8=1.17 m/s60 X 10060 X 100对照表11-2,选8级精度制造合适5.2.2齿轮几何尺寸的确定由机械零件设计手册得 ha =1 c = 0.25法面模数Mn螺旋角14° 35' 33法面压力角an20°d160.0 mm分度圆直径d2240.0mm齿顶圆直径*dai = di + 2 h a Mn在此处键入公式。66mm*da2 = d2 + 2 haMn246 mm齿根圆直径*dfi = di + 2 h f Mn52.5 mm*df2 = d2 + 2 h f Mn在此处键入公式。232

15、.5 mm中心距_Mn ?(Zi+Z2) acos B155mm齿宽b2 = b75 mmbi = b2 + (510)80 mm5.3齿轮的结构设计(1) 小齿轮采用齿轮轴结构，(2) 大齿轮采用平腹板铸造结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径：d= 60(mm)轮毂直径：D1=1.6d=1.6 X 60=96( mm)D =df2-2 o =252.5-16=216mm轮毂长度：L=(1.21.5) d =72 mm轮缘厚度：8 o = (2.5 4)mn =7.5(mm) 取 o =8mm轮缘内径： D 2 =0.25(Do+ D1)=156mm分布孔径：d1=0.25 (D0-D1)

16、=0.25X( 216-96) = 30mm腹板厚： C=0.2b2 = 15mm齿轮倒角：n=0.5mn=0.5X 3=1.5第六章轴的设计计算6.1轴的材料和热处理的选择由机械零件设计手册中的图表查得选45号钢，调质处理，HB217255HBS b=650MPas=360MPa1 =280MPa6.2轴几何尺寸的设计计算6.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径查表 14-2,取 C=1153"厶P3 5 1205从动轴 d =C ' 2 =115X_=27.86 mm仆2360考虑轴上有键槽，将直径增大5%.则d1 =27.86 X( 1+5%) =29.25mm考虑到

17、带轮结构，取 d1 = 30mm6.2.2轴的结构设计(1) 轴上零件的定位、固定和装配：单机减速器可将此轮安排在箱体中央，相对与两轴承对称分布，小齿 轮直径较小，可以直接铸造在轴上，做出齿轮轴。根据轴上零件的定位、 装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶 梯轴。(2) 确定轴各段直径和长度轴承型号基本尺寸/mm安装尺寸/mm7208CdDBda/minDa/max4080184773初选用7208C型角接触球轴承，其内径d=40mm,外径D=80mm,宽度 B=18mm.安装尺寸 da=47mm,Da=73mm.I段：di=40mm长度取 li=18mmt h=2c

18、c=1.5mmII段:为轴承的轴间，d2=da=47mm考虑齿轮端面和箱体内壁的距离为10- 13mm，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密圭寸盖轴段长应根据密圭寸盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定， 为此，取该段长为29mm ,2l =A| +2 =30 mmIII段铸造锻：直径d3=dai =66mm（齿顶圆直径）L3为齿轮的宽度13= 80mmW段与II段关于III段对称：故直径d4=47mml4=29mmV段与I段关于III段对称：直径d5=40mm.长度l5=18mmW段：它的设计是为区分加工表面，便于轴承装配，取h=2mm所以d = d5 - 2 ? 2 = 36

19、mm6 =亠+厶5 = 57 mm叫段要求安装带轮，且带轮安装 3根V带。此段的左边的阶梯作为定位轴肩考虑，查图 11-10，取 l7=45mm,L=(1.52)dd7 = d6 - 2 ?3 = 30 mm轴的总长度 L= l1+ l2 +l3+ l3+ l4+ l 5 +l 6+ 17=276mm.(3)按弯矩复合强度计算已知：分度圆 d=60mm转矩T,=135.835Nm轴向力 Fa=Fttan B =1213.2N圆周力 Ft=2T2/d=4527.83N 径向力 Fr =Fttan B /cos B =1706.1N.因为两轴承对称分布，所以L = L2 = 78mmL3=88.5

20、 mm由带轮设计已知(f= 1191 N轴的受力分析如下图：MQ 垂直面支座反力d3Fr L Fa /L1706.13 X 78-1213.2 X %156=619.7 NBjy = Fr - FAy = 1086.4N 水平面支撑反力Fza=Fzb = Ft/2=2263.9 N1191 X88.5N = 675.66N156 Fq在支撑点产生的反力Fq x L3 Fqa = r -Li + L2Fqb = Fq + Fqa = 1191 + 675.66 = 1866.67 N外力Fq作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定时, 按最不利因素考虑 算垂直面的弯矩图:My = FBy

21、XL2 = 1086.47 x 78/1000 = 84.7392N mMy' = FAy XL1 = 619.7 x 78/1000 = 48.3366N m 计算水平面的弯矩Mz=Fza x L1 =2263.9 X78/1000=176.5842 N m Fq产生的弯矩Mq=Fq x L3=1191X88.5/1000=105.4035 N m在a-a截面上，Fq产生的弯矩为Maq =Fqa x L1 =675.66 x 78/1000 = 52.7015 N m 求合成弯矩考虑到最不利因素，所以M= Maq+ VMy2 + Mz2=52.7015 + V84.7392 + 17

22、6.5842 2 =248.565N mM' =MAQ+VMy，2 + Mz2=52.7015+ V48.336& + 176.5842 =235.78 求轴传递的转矩：T =Ft ><竺=135.8349 N mL 2 从弯矩图可知，a-a截面最危险,按脉动循环应变力a=0.6Me =2 + (aT) 2 = V248.565 2 + (0.6 X 135.8349) 2 =261.585Nm所以 占二Me=13.04MPa< 皿=60MPa故选择符合要求6.3输出轴几何尺寸的设计计算6.3.1按照扭转强度初步设计输出轴的最小直径由机械零件设计手册中的图表查

23、得选40Cr,调质处理，硬度 241286HBS查表14-2,取C=98从动轴 d=C . P2 =98xV5.1205 =36mm 飞 n297考虑轴上有键槽，将直径增大5%.则d1 =36X( 1+5%) =37.8 mm考虑到联轴器结构，取d = 38 mm632输出轴的结构设计(1)输出轴上零件的定位、固定和装配：单机减速器可将此轮安排在箱体中央，根据轴上零件的定位、装拆方 便的需要，同时考虑到强度的原则，输出轴设计为阶梯轴。齿轮相对与 两轴承对称分布，齿轮左边用轴肩定位，右手用套筒轴向定位，周向定 位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位。(2)确定输出轴各段直径和长度爭毛齐

24、毛呑-堆初选轴承7210C角接触轴承轴承型号基本尺寸安装尺寸7210CdDBda/minDa/max5090205783I段：因为选择联轴器HL3J型(表6.8) 所以取1 d= 38mm1l = B1 =60mmII段：它的设计是为区分加工表面，便于轴承装配，取h=2mm所以：d2 = d1 + 2h = 42 mm2 =+? =60 mm川段：d3 = d = 50mm长度为轴承的宽度：13= B2 = 20 mmW段：为轴承轴肩，考虑齿轮内端面和箱体内壁之间的距离为1013mm通过密封盖轴端长应根据封盖的宽度，并考虑联轴器与箱体外壁有一 段距离。所以d = da = 57mm4 = 20

25、.5mmV段：由图 14-10 4= d6 + 2 x7 = 74mml5 = B3=10 mm切段：其直径为齿轮的内径所以 c6 = 60 mm b = B4 - 5 = 75 mm(参考齿轮结构设计)%段：其与轴三对称，所以d7 = d3 = 50mm17 =5 + 6+亠+ B5 = 50.5mm所以 轴的总长度 L= l1 + |2 +l3+ l3+ I 4+ l 5 +l6+ 17=278mm(3)按弯矩复合强度计算：已知 分度圆直径 d = 240 mm 转矩 T3 =499.061 N m所以 圆周力：Ft=2T3/d =4148.8N 轴向力：Fa=Ft x tan 3=111

26、4.3 N 径向力：Fr =Ft tan a/ cos 3= 4158.8 xtan 20 ° Cos15 °=1567.1 N轴的受力分析如下图：Fn卜hMt iffIK 垂直面支座反力Fr Li- Fa 1567.1 X78 - 1114.3 X 120FAy =L =156=73.6 NBBy = Fr + F Ay = 1640.7 N 水平面支撑反力Fza =Fzb = Ft/2=2079.4 N 算垂直面的弯矩图My = FBy XL2 = 1640.7 X 78/1000 =127.97N mMy' = FAy X L1 = 73.6 X 78/100

27、0 = 5.74N m 计算水平面的弯矩Mz=FZa X L1 =2079.4 X78/1000=162.19N m 求合成弯矩考虑到最不利因素，所以M = “My2 + Mz2=206.6 N mM =VMy 2 + Mz2=162.3N m 求轴传递的转矩：T =Ft xda=4158.8 X12O/1OOO=499.1 N mt 2 从弯矩图可知，a-a截面最危险,按脉动循环应变力a=0.6Me=“M2+ (aT)2 = “206.6 2 + (0.6 X 499.1)2=363.8 N m所以笔=罟=Me=16.84Mpa < 讣=75Mpa符合要求。第七章轴承、键和联轴器的选择

28、7.1滚动轴承的校核计算7.1.1输入轴承的校核(型号 7208C)作用在轴承上的径向力 A处FrA=“Az2 + Fay2=“2263.9 + 619.72=2347.2NB处 FrB = VFbz2 + Fby2=“2263.3 + 1086.42=2511.1 N作用在轴承上的轴向力A 处Fsa = eFrA = 0.47 X 2347.2 = 1103.2NB 处 Fsb = eFrB = 0.47 X 2511.1 = 1180.2N又已知FA = 1312.2 N二 A（松段）Fa = Fsa = 1180.2 NB紧段）Fb = Fa + Fsa = 2393.4 NB = 0.

29、44FrA + 1.19FaA = 0.44 X 2347.2 + 1.19 X 1180.2 = 2437.2NFB = 0.44FrB + 1.19FaB = 0.44 X 2511.1 + 1.19 X 2393.4 = 3953.0N取 f1 = 1 , fp = 1.2= & （表 16-8、16 - 9）由 t C= 30.5kN（附表 1）L1 =10660nf1CPb10660 X 3601 X30.5 X10001.2 X 3953=18190 h轴承的设计寿命为3年，双班工作,即 L= 3 X16 X365 = 17520 hL1 > ?.轴承使用寿命符合条件

30、。7.1.2输出轴承的校核（型号 7210C）作用在轴承上的径向力：A处FrA =vFaz2 + Fay2=V2079.冷+ 73.62=2080.7NB处 FrB = vFbz2 + Fby2=" 1692.E+ 1659.22=2648.7 N作用在轴承上的轴向力A 处Fsa = eFrA = 0.42 X2080.7 = 873.9NB处 Fsb = eFrB = 0.42 X 2648.7 = 1112.45N又已知FA = 1114.3 NA（松段）Fa = Fsa = 1112.45 NFbb = Fa + Fsa = 2226.8NPa = 0.44FrA + 1.3F

31、aA = 0.44 X 2080.7 + 1.3 X 1112.45 = 2361.6NFB = 0.44FrB + 1.3FaB = 0.44 X 2648.7 + 1.3 X 2226.8 = 4060.3N取 f1 = 1 , fp = 1.2= & （表 16-8、16 - 9）由 t C=42.8kN（附表 1）L1 =10660nf1C（fpR?10660 X 971 X42.8 X10001.2 X 4060.3=108489 h轴承的设计寿命为8年，双班工作,即 L= 8 X2 X365 X8 = 46720 hL1 > ?.轴承使用寿命符合条件。7.2键的选择计

32、算及校核（一）主动轴外伸端 d=25mm,故选键8X 7 GB/T10962003, b=8mm, L=30mm, h=7mm,选45号钢，其许用挤压力p =100MPaFtp ='-p h l= 4000T2 =4000 135.8 =63.8 MPa < phld7 30 25则强度足够，合格（二）与齿轮联接处d=60mm,选键 18X 11 GB/T1096 2003,b=18mm, L=60mm, h=11mm,选45号钢，其许用挤压应 力 p =100MPaFth 'l=41.9 MPa <4OOOT3 =4000 499.06hld 11 60 60则强度足够，合格7.3联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经 济问题，选用弹性注销联轴器K=1.3TC =9550 K Pj/n3=9550 X 1.3X5.069/97=628.8 N m选用HL3型弹性注销联轴器，公称尺寸转矩 Tn =630，Tc<Tn采用J型轴孔，TL3型弹性套住联轴器有关参数：型号公称 转矩T/(N m)许用 转速n/r - min 1轴孔 直径 d/mm轴孔 长度L/mm轴孔类型HL363050003860J型第八章