两级圆柱斜齿轮减速机展开式

1、机械设计课程设计一、 设计任务设计用于传动设备的两级圆柱斜齿轮减速机。原始数据：运输带工作扭矩t=380，运输带工作速度， 卷筒直径d=350mm。工作条件：一班制，连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支撑间、包括卷筒轴承的摩擦阻力已在t中考虑）。一年工作天数为300天，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一。使用期限：6年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（220/380v）。运输带速度允许误差：。设计工作量：1、减速器装配图1张（a0或a1）。2、零件图3张（1张轴零件、1张齿轮零件、1张箱体或箱盖零件）。3

2、、设计说明书一份。( 二传动方案选择 方案一：展开式优点：结构简单，传递效率高。轴向尺寸小，应用广泛。适用于小功率传动，变载荷小的场合。 缺点：齿轮相对于轴承不对称，齿向载荷不均匀，要求轴有较大刚力方案二：分流式优点：齿轮相对于轴承对称，齿向载荷分布均匀，传递功率大，传递平稳，变载荷可以较大。缺点：结构复杂，轴向尺寸大，齿轮数目增多，传动效率较低。综合比较：因为据电动机的选择，传动效率高低，所需的传动功率不要求很大，载荷变化也不大，由此确定，方案一较为方案二好。根据方案选择，画出传动装置布置图，如图所示：1.电动机 2.联轴器 3.二级展开式闭式齿轮减速器 4.联轴器 5.卷筒 6.运输带三、

3、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数。（一）、电动机的选择。（1）、计算功率工作机输出功率。f=t/d/2=380/0.157=2171.4npw=fv/1000=2171.4×0.85/1000=1.845kw（2）、初定电动机额定功率p 初定总传动效率=0.86(3)、确定电动机转速。卷筒轴工作转速为：nw=60×1000v/d=60×1000×0.85/×350=46.4r/min按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，故电动机转速的可选范围为：nd=i×nw=(840)×46.4=3711856

4、 r/min符合这一范围有：750 r/min . 1000 r/min . 1500 r/min。选用电动机，其主要参数如下：电动机额定功率p电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度 1.845kw940(r.min-1)28mm60mm（二）计算主要运动参数（1）、确定总传动比 i=nm/nw =940/46.4=20.2586（2）、传动比的分配及转动校核高速级齿轮传动比ih，低速级齿轮传动比il。ih =（1.21.3）il。 取ih =1.25 il。ih=5.032il=4.025（3）、确定齿数及齿数比取高速级小齿轮齿数z1=18 z2=18×5.0329

5、0.57， 取z291.齿数比u1=z2/z1=5.045低速级小齿轮齿数z3=28,z4=z3×il=112.7, 取z4113 齿数比u2=z4/z3=4.035总传动比i=z4z2/z3z1=20.362（4）、校核工作机卷筒的转速误差。转筒实际转速nw=nm/i=940/20.362=46.164r.min-1转速误差nw=(nw- nw)/nw=(46.4-46.164)/46.4=0.508% , 合乎要求。(三) 确定各轴的功率，转速，转矩。（1）、确定总传动效率=12234式中122334分别为弹性联轴器效率，8级精度圆柱齿轮传动效率含轴承效率，滑块联轴器效率，运输机

6、驱动轴对滚动轴承效率。取1=0.99，2=0.97，3=0.98，4=0.98则=0.99×0.97×0.97×0.98×0.98×0.98=0.87与估计值相近，电动机额定功率选择合适。（2）、各轴的输入功率：高速轴输入功率：p1=p.1=2.2×0.99=2.178kw中间轴输入功率：p2=p.122=2.2×0.99×0.97×0.97=2.049kw 低速轴输入功率p3=p.1223342=2.2×0.87=1.914kw（3）、各轴的转速：高速轴的转速n1=nm=940(r.min-1

7、)中间轴的转速n2=n1/ih=940/5.045=186. 32(r.min-1)低速轴的转速n3=n1/i=940/20.2586=46.4(r.min-1)（4）、各轴的转矩：高速轴的转矩t1=9550×103p1/n1=9.55×106×2.178/940=22.1275×103n.mm中间轴的转矩t2=9550×103p2/n2=9.55×106×2.049/186.32=105.0233×103n.mm低速轴的转矩t3=9550×103p3/n3=9.55×106×1.91

8、4/46.4=393.937×103n.mm各轴运动力参数列表如下：轴名功率（kw）转速（r/min）转矩（n·mm）高速轴2.17894022.1275×103中间轴2.049186.32105.0233×103低速轴1.91446.4393.937×103四、传动零件的设计计算一、高速级齿轮传动设计计算1、选择材料确定极限应力1）选择小齿轮调质，250hbs，大齿轮钢（调质），220hbs。2）由于运输机为一般工作机器，速度不高，可选8级精度等级3）选取螺旋角，初选螺旋角10°2、按齿轮接触强度设计按式试算，即：d1t1)、确定公

9、式内的各计算数值。(1)、试选kt=1.6(2)、由图选取区域系数zh=2.47(3)、由图查得a1=0.78 a2=1.0 则aa1+a2=1.78(4)、计算小齿轮传递的转矩t1=22.1275×103nmm (5)由表选取齿宽系数d=1(6)、由表查得材料弹性影响系数ze=189.8(7)、由式计算应力循环次数n1 =60n2jlh=60×1×940×14400=8.1216×108n2=60×186.32×8×300×6=1.6098×108(8)、由图查得接触疲劳寿命系数khn1=0.

10、9 khn2=0.92 (9)、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，弯曲疲劳安装系数s=1，由式(1012)得h1= =630mpah2=515.2mpah=（h1+h2）/2=（630+515.2）/2572.6mpa 2）计算代入各数据得：(1)、小齿轮分度圆直径dt1，由计算公式得dt1=31.73mm (2)、计算圆周速度v=1.56m/s(3)、计算齿宽b及模数mntb=d dt1 =1×31.73=31.73mmmnt=1.42 mm h=2.25×mnt=2.25×1.42 =3.91mm b/h=31.73/3.19=9.946 4)、计算纵向重合

11、度=0.318×d×z1×tan=0.318×1×22×tan1.233 5)、计算载荷系数k取ka=1据v1.56m/s 8级精度 由图查得动载系数kv1.15由表10-4查得kh=1.150.18（10.6d×d）0.31×10-3b =1.15+0.18(1+0.6)+0.31×10×31.73=1.447由图10-13查得 kh=1.4由表10-3查得 khkf1.4k=kakvkhkh=1×1.15×1.4×1.4472.3296）按实际载荷系数校正所算得

12、的分度圆直径 由式得d1dt131.7335.96mm7）计算模数 mn mn1.6093、按齿根弯曲强度设计1)、由式mn(2kt1ycos2×yfaysa/dz12f)1/3确定计算参数(1)、计算载荷系数k=2.329(2)、根据纵向重合度=1.233，从图查得螺旋角影响系数y=0.93(3)、计算当量齿数zv118.84zv295（4）、查取齿形系数由表查得yfa1=2.91；yfa2=2.20查取应力校正系数由表查得ysa1=1.53；ysa2=1.78(5) 、由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=490mpa；齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2=430mpa。(6)、由图

13、查得弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.86，kfn2=0.9；计算弯曲疲劳安装系数s=1.4，由式得f1=kfn1fg1/s=0.86×490/1.4=301mpaf 2=kfn2fe2/s=0.9×430/1.4=276.4mpa(7)、计算大小齿轮的yfa ysa /f并加以比较。yfa1ysa1/f1=2.91×1.53/301=0.01401yfa2ysa2/f2=2.20×1.78/276.4=0.01416大齿轮2的数值大。2）设计计算 mn 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿面弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大 园整后，根据表

14、取mn2mmd135.95mmz117.7 取z118z2=18×5.03290.57 取z2914、几何尺寸计算1)、计算中心距a= (z1+z2)mn/(2cos)=(18+91)×2/(2×cos10o)=110.68mm将中心距圆整为111mm2)、按圆整后的中心距修正螺旋角。=arcos(z1+z2)mn/(2a)=arcos2×109/2×110=10.892o3)、计算大、小齿轮的分度圆直径。d1=z1mn/cos=36.66mmd2= z2mn/cos=185.35mm4)、计算齿轮宽度b=dd1=1×36.66mm=

15、36.66mm圆整后取b2=37mm；b1=b2+（510）45mm由于齿顶圆直径大于160mm小于500mm，故选用腹板式结构。5）高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角n20o螺旋角10.892o分度圆直径d136.66d2185.35齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=36.66+2×1×240.66da2=d2+2ha*mn=185.35+2×2189.95齿根圆直径df1=d12hf*mn=36.662×1.25×231.66df2=d22hf*mn=185.352×2×1.2518

16、0.35中心距a=mn(z1+z2)/（2cos）=2×(22+97)/（2cos10.892o）111齿宽b2=b37b1=b2+(510)mm455、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径d1d1=1.6d=1.6×4876轮毂轴向长ll=b242倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度00=(2.54) mn8腹板最大直径d0d0=df220164.35板孔分布圆直径d2d2=0.5(d0+d1)120.175板孔直径d1d1=0.25(d0d1)22.087腹板厚cc=0.3b2126大齿轮的结

17、构如图所示 二、低速级齿轮传动设计计算1、选择材料确定极限应力1）由资料选择小齿轮调质，250hbs，大齿轮钢（调质），220hbs。二者材料赢得差为30hbs由图，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=700mpa, 大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2=560mpa,2）由于运输机为一般工作机器，速度不高，可选8级精度等级3）选取螺旋角，初选螺旋角10°2、按齿轮接触强度设计按式式算，即：d3t1)、确定公式内的各计算数值。(1)、试选kt=1.6(2)、由图选取区域系数zh=2.47(3)、由图查得a3=0.79 a4=1.0 则aa3+a4=1.79(4)、计算小齿

18、轮传递的转矩t2=105.0233×103nmm (5)、由表选取齿宽系数d=1(6)、由表查得材料弹性影响系数ze=189.8(7)、由式计算应力循环次数n3 = n260n2jlh=1.6098×108n4=1.6098×108/4.0353.989×107(8)、由图查得接触疲劳寿命系数khn3=0.97 khn4=1.0(9)、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，弯曲疲劳安装系数s=1，由式(1012)得h3= =679mpah4=560mpah=（h3+h4）/2=（679+560）/2619.5mpa 2）计算代入各数据得：(1)、小齿轮分度

19、圆直径dt1，由计算公式得dt1=54.02mm (2)、计算圆周速度v=0.49 m/s(3)、计算齿宽b及模数mntb=d dt3 =1×54.02=54.02mmmnt=1.78 mm h=2.25×mnt=2.25×1.78=4.0106mm b/h=54.02/4.0106=12.63 (4)、计算纵向重合度=0.318×d×z3×tan=0.318×1×28×tan1.57 (5)、计算载荷系数k取ka=1据v0.49m/s 8级精度 由图查得动载系数kv1.04由表查得kh=1.150.18

20、（10.6d×d）0.31×10-3b =1.15+0.18(1+0.6)+0.31×10×54.02=1.4由图查得 kh=1.32由表查得 khkf1.2k=kakvkhkh=1×1.04×1.2×1.321.9845（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式得dt154.0254.54mm（7）计算模数 mn mn1.9 mm3、按齿根弯曲强度设计由式mn(2kt2ycos2×yfaysa/dz32f)1/3确定计算参数(1)、计算载荷系数k=1.645(2)、根据纵向重合度=1.57，从图查得螺旋角影

21、响系数y=0.92(3)、计算当量齿数zv329.3zv4118.31(4)、查取齿形系数由表查得yfa3=2.5 3；yfa4=2.14查取应力校正系数由表查得ysa3=1.62；ysa4=1. 83(5) 、由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe3=490mpa；齿轮的弯曲疲劳强度极限fe4=430mpa。(6)、由图查得弯曲疲劳寿命系数kfn3=0.89，kfn4=0.92；计算弯曲疲劳安装系数s=1.4，由式(1012)得f3 =kfn3fg3/s=0.89×490/1.4=311.5mpaf4 =kfn4fe4/s=0.92×430/1.4=282.57mpa(7

22、)、计算大小齿轮的yfa ysa /f并加以比较。yfa3ysa3/f3=2.53×1.62 /311.5=0.01315yfa4ysa4/f4=2.14×1.83 /282.57=0.01385大齿轮2的数值大。2）设计计算 mn 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿面弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大 园整后，根据表取mn2mm354.54mmz326.8 取z327z2=27×4.035108.9 取z41094、几何尺寸计算1)、计算中心距a= (z3+z4)mn/(2cos)=(27 +109)×2/(2×cos10o

23、)=138.1 mm将中心距圆整为138mm2)、按圆整后的中心距修正螺旋角。=arcos(z3+z4)mn/(2a)=arcos2×136/2×139110=9.766o3)、计算大、小齿轮的分度圆直径。d3=z3mn/cos=54.79mmd4= z4mn/cos=221.2mm4)、计算齿轮宽度b=dd1=1×54.79 mm=54.79 mm圆整后取b2=55mm；b1=b2+（510）60mm5 低速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角n20o螺旋角9.766o分度圆直径d154.79d2221.2齿顶圆直径da1=d1+2h

24、a*mn=36.66+2×1×259.79da2=d2+2ha*mn=185.35+2×2225.2齿根圆直径df1=d12hf*mn=36.662×1.25×249.79df2=d22hf*mn=185.352×2×1.25216.2中心距a=mn(z1+z2)/（2cos）=2×(22+97)/（2cos10.892o）138齿宽b2=b55b1=b2+(510)mm606、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径d1d1=1.6d=1.6

25、×5486轮毂轴向长ll=b255倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度00=(2.54) mn8腹板最大直径d0d0=df220198.4板孔分布圆直径d2d2=0.5(d0+d1)142.2板孔直径d1d1=0.25(d0d1)28腹板厚cc=0.3b217五、轴的设计及校核在两极展开式减速器中，三根轴跨距相差不易过大。故一般先进行中间轴设计，以确定跨距。（一）、中间轴设计1、选择轴的材料。因中间轴是齿轮轴，为了加工方便选与齿轮3的材料一致，故材料为45钢调质。由表查得：硬度217255hbs 抗拉强度极限： 屈服强度极限：弯曲疲劳极限： 剪切疲劳极限：许用弯曲应力：2、轴的初步

26、估算根据表，取=112考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取d1=dmin=40mm3、轴的结构设计（1）、各轴段直径的确定。初选滚动轴承下，代号为7308c .轴颈直径d1=d5=dmin=40mm. 由表查出轴承的安装尺寸d4=49 mm.齿轮2处轴头直径d2=45mm 由于轴上要加工齿轮，避免加工时加工到两齿轮之间的轴，可以把轴做成较细些，用套筒定位，取d3=40 mm齿轮轴3直径： d a3=59.79mm d3=54.79mm, df3=49.79mm. (2)、各轴段轴向长度的确定。由表轴承宽度b=23mm齿轮端面与箱体内壁的距离，取箱体内壁至轴承端面的距离，取， 两齿轮端面间的

27、距离 齿轮2的长度l1=40 mm, 齿轮轴3的长度l2=60 mm4、按许用弯曲应力校核轴 (1) 、轴上力的作用点及支点跨距的确定ab=56 mm， bc=60 mm，cd=58 mm，ad=174 mm(2) 、绘轴的受力图(3) 、计算轴上的作用力齿轮2 齿轮3 (4) 、 计算支反力 绕支点b的力矩和得 同理 得 校核 由 由 得 校核 (5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图 c处弯矩 d处弯矩 水平弯矩图mcyray×561615.37×5690460.7nmmmdyrby×5829322.2×58170067.6nmm（6）、合成弯矩图c

28、处弯矩 mc左 90477.3nmmmc右 92327.6nmmd处弯矩md左175083nmmmd右180236.5nmm（7）、转矩由前面的计算结果得：t2=105023.3nmm（8）、计算当量弯矩应力校正系数 a55/950.58因此a t2=0.58×105023.360913.5nmmc处 90477.3nmm =110611.2nmmd处 =185376.67nmm 108236.5nmm（9）、效验轴径c部面 dc27.19mm54.79mm强度足够d部面 dd26.99mm40mm强度足够 (二)、高速轴设计1、轴的材料与齿轮1的材料相同为40钢调质。2、按切应力估

29、算轴径根据表查得，取轴伸出段直径考虑与电动机的伸出端的直径d=28mm相对应取d1=28mm则轴孔长度l1=40mm3、轴的结构设计(1)、确定各轴段的直径1)分度圆直径d=36.66mm 齿顶圆直径40.66mm 齿根圆直径df=31.66mm2)、划分轴段：联结联轴器d1;过密封圆处轴段d2;轴颈d2,;轴承安装轴肩定位轴段d3，d4,；齿轮加工成齿轮轴d5。 由于齿轮轴的分度圆直径d=36.66mm跟d1=28mm 相差不多，又需要定位，把通轴做成两部分，d3和d4 d3=35mm，d4=30 mm，d5=36.66 mm(2) 、各轴段轴向长度的确定根据表轴承宽度b=19mm齿轮端面与

30、箱体内壁的距离，取箱体内壁至轴承端面的距离，取， 齿轮轴的长度l1=47 mm,轴段的长度l2=53.5 mm轴孔长度l1=40mm结构图为：4、轴的细部结构设计由表查出键槽尺寸b×h=8×7(，) 键长l=40mm由表得倒角c=5mm 圆角半径由表可得出各表面粗糙度值：安装轴承处；安装齿轮处； 其余为5、校核轴由于把最小轴径放大近一倍，强度是足够的，不必校核轴。 (三)、低速轴设计1、轴的材料为45钢（调质）。2、按切应力计算轴径。由表查得，取a0=112轴伸出段直径考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用，取,则轴孔长度50mm。3、轴的结构设计1)、划分轴段：联

31、结联轴器d1;过密封圆处轴段d2;轴颈d2, ,承安装轴肩定位轴段d3；靠近安装齿轮处加工成通轴d4；安装齿轮处d52) 、d1=40 mm, d2=45 mm, d3=50 mm, d4=62 mm，d5=55 mm结构图为：4、轴的细部结构设计由表查出键槽尺寸b×h=16×11(，) 键长l=50mm由表得倒角c=5mm 圆角半径由表可得出各表面粗糙度值：安装轴承处；安装齿轮处； 其余为 六、滚动轴承的校核计算中间轴滚动轴承型号为：7308c，由表查得cr=74.8kn， cor=61.0kn。1、求两轴承上受到的径向载荷fr1 和fr2a处轴承fr1=(r2az+r2

32、ay)1/2=(3121615.372)1/2=1615.66nd处轴承fr2=(r2bz+r2by)1/2=(1029.042+2932.22)1/2=3107.5n2、求两轴承的计算轴向力。外部轴向力 指向a处轴承。对于7308c型轴承，按表，派生轴向力，其e为表中的判断系数，其值由的大小来确定，但在轴承轴向力未知，故先初取e=0.5，因此可估算 由 由表进行插值计算，得，。 再计算 两次计算的值相差不大，因此确定=0.35，=0.417，=146.3n =689.62n。 3）确定轴承当量载荷和 = > 由表分别进行查表和插值计算得径向载荷系数为 对轴承1 =1 =0 对轴承2 =

33、0.44 =1 因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表13-6，=1.1。 则 4 验算轴承的寿命 因为<，所以按轴承2的受力大小来验算根据表 表查得:,p=p2=1443.8 =14400根得c=19170.2 > 故具有足够的寿命。低速轴滚动轴承经过计算运用7309c，经校核计算得之满足要求。高速轴滚动轴承经过计算运用7306c，经校核计算得之满足要求。七、平键联接的设计和计算1、中间轴与齿轮的键联接运用及计算。1）选择键联接的类型和尺寸一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接.由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a型）。根据由前面轴的设计已知本处轴径为：和毂的宽度由表选择

34、键12×8×38 （ ）2）校核键联接的强度由表查得键静联接的挤压作用应力键的接触长度=lb=3812=26mm,接触高度k=h/2=8/2=4mm由公式得 式中：t传递转矩，单位为。 键与轮毂的接触高度，=0.5h，单位为mm。 键的工作长度，单位为mm。 轴的直径，单位为mm。 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，单位为。所以键联接强度足够2、低速轴上的键联接作用及校核。1）选择键联接的类型和尺寸一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a型）。根据由前面轴的设计已知本处轴径为： 和毂的宽度由表选择键16×11&

35、#215;50 （ ）2）校核键联接的强度键的接触长度=lb=5016=34mm接触高度k=h/2=11/2=5.5mm由公式得 式中：t传递转矩，单位为。 键与轮毂的接触高度，=0.5h，单位为mm。 键的工作长度，单位为mm。 轴的直径，单位为mm。 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，单位为单位为。由表查得键静联接的挤压作用应力所以键联接强度足够3、高速轴上的键联接作用及校核。1）选择键联接的类型和尺寸一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a型）。根据由前面轴的设计已知本处轴径为： 由表选择键8×7×36（ ）2）校核键联接的强度键的接触长度=lb=368=28mm接触高度k=h/2=7/2=3.5mm由公式得 式中：t传递转矩，单位为。 键与轮毂的接触高度，=0.5h，单位为mm。 键的工作长度，单位为mm。 轴的直径，单位为mm。 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，单位为由表查得键静联接的挤压作用应力所以键联接强度足够八、联轴器的选择计算高速端联轴器的选择。高速段的转速较高，选用凸联轴器。由表查出载荷系数k=1.5则计算转矩tc=kt1=1.5×22.1275=33.19工作转速