一级斜齿轮减速器

1、27机械设计课程设计计算说明书设计题目：圆柱斜齿轮减速器机械工程与力学学院 08机械设计者：二指导教师：二2011年1月10日一、 设计任务2二、 传动方案的拟定及说明3三、电动机的选择3四、 传动装置的总传动比及其分配4五、 计算传动装置的运动和动力参数4六、齿轮传动的设计计算5七、轴的设计计算9联轴器的选择轴承的选择八、 滚动轴承的校核14九、键的选择及强度校核15十、减速器的润滑方式和密圭寸类型的选择15十一、箱体设计及附属部件设计15十二、端盖设计16二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用圆柱齿轮减速箱： 联轴器与低速轴相连。三、电动机的选择1、工作机输出功率

2、FW3 9*12Pw 1000 1000 kW EFv2、卷筒轴的转速转速n6O*10OO*3.9r/min=95.54r/min3.14* 2403、传动效率:查设计手册P:5表1-7V带传动0.961滚子轴承：2 0.98（ 一对）斜齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动（油润滑）3 0.98联轴器：弹性联轴器0.994卷筒：0.985总传动效率31 2=0.86763454、电动机输入功率PdPv4.68巳 wKW 5.39KW0.86765、由设计手册P:167表12-1选Y132S-4型号电动机，主要技术数据如下：型号额定功率（kW）满载转速（r/min）堵转转矩 额定转矩Y132S-45

3、.514402.2最大转矩质量额定转矩（kg）2.368Pw 4.68kWn =95.54r/mi n0.9610.9820.9830.9940.985=0.8676Pd =5.39kWY132S-4 型号： 额定功率5.5kw满载转速1440r/mi n四、传动装置的总传动比及其分配1系统总传动比ii =1440/95.45=15.072、参考设计手册p：5表1-8:取取v带传动ii3.77 ，齿轮传动比i24五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n( r/min)减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，小带轮轴为4轴，各轴转速为：n41440r / min门31440 ccc .n1 38

4、9.1r/mini13.77n1389.1“ “.n2 n3 95.49r / m ini242/各轴输入功率 P (kW )RPca 1 2 5.277kWP2 P5.07kW32P3 巳4.77KW322453、各轴输入转矩T ( N?m)T19550P1130.69N ?mT29550 R 504.40N ?mn2T39550B 447.05N ?mn3六、齿轮传动的设计计算1、设计对象：低速级圆柱斜齿轮传动1、选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1)按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，螺旋角14度i =15.0711 3.7712 4n41440r/minn389.1r

5、/ minn2 na95.49r/minP 5.227kW巳 5.07kW巳 4.77KWT1130.69N ?mT2504.40N ?mT3447.05N ?m2）为尽量减少中间轴上的轴向力，选小齿轮为左旋，则大齿轮为右旋；3） 电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；4） 材料选择。由机械设计表10-1（ P191）选取，小齿轮的材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者硬度差为40HBS5） 选小齿轮的齿数为乙！ 19则大齿轮的齿数为z2 i2 z1 762、按齿面接触强度设计按机械设计式（ 10-21 ）试算3 I乏A2K“2

6、u 1 ZhZed1t Jy du h 1）确定公式内各计算数值（1）试选载荷系数 Kt 1.6（2）已知小斜齿轮传递的转矩 T1130690N mm（3） 由机械设计表10-7选取齿款系数d 1.0（4）查机械设计图10-26得端面重合度为10.74,20.86所以，121.6（5）齿数比u i24（6）由机械设计 P:201表10-6查得1材料弹性影响系数 ZE 189.8 MPa 2（7）由机械设计图10-30得区域系数Zh 2.433（8）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPa（9）由机

7、械设计式（10-13 ）计算应力循环次数N160n1 jLh 60 381.96 （16 300 15）1.65 109N2N1/i2 1.65 109/4 4.13 108（10）由图 10-19查得 KHN1 0.95, KHN2 0.96（11）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S= 1,由机械设计式（10-12 ）有：H】1Khn1H lim1SH 2KHN 2H lim 2Shh1H 222)计算(1)计算小齿轮的分度圆直径0.95 60010.96 5501MPaMPa570MPa528MPa549MPad1t，由计算公式得H 549MPa,3'2 1.6 130

8、69052.433 189.8d1t 61.37md1t 3 1.0 1.6454961.37mm(2) 计算圆周速度dm61.37 381.96v 1.23m/ sv m/ s 1.23m/ s60 1000 60 1000(3) 计算齿宽b及模数mb d d1t 1.0 61.37mm61.37mmmntd1t cosZ161.37 cos14193.134mm2.25 mnt2.25 3.1347.05mmbh站0(4) 计算纵向重合度0.318 dZ tan0.318 1 19 tan14 1.506(5) 计算载荷系数K由机械设计表10-2查得使用系数 KA 1.00根据v 1.23

9、m/s , 7级精度，由机械设计图10-8( P194)得Kv 1.08由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数 Kh Kf 1.4由机械设计表10-4查得齿向载荷分配系数 Kh 1.314由bh 8.70，Kh 1.314，查机械设计图10-13( P198)查得齿向载荷分配系数 Kf 1.32载荷系数 K KAKvKh Kh1.987（6） 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径 dit，由机械设计式（10-10a ）得d1d1tK/Kt61.37 3/l.987/1.6mm 65.97mm（7）计算法面模数d1 cos65.97 cos14mn mm 3.7 mmZ1193、按齿根弯曲

10、强度设计由机械设计式（10-17）2KY cos2YFaYsamndZ12 f1）确定公式内各计算数值（1）由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa（2）查机械设计图10-18得KFN1 0.82, KFN2 0.85（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S= 1.4,由机械设计式（10-12 ）得K FN1 FE1 0.82 500f1fnjMPa 292.86MPaS1.4K FN 2 FE2 0.85 380h2 FN2一FE2 MPa 230.71MPaS1.4（4）计算载荷系数KKKAKvKf K

11、f1.00 1.08 1.4 1.32 1.996（5） 根据纵向重合度，查机械设计图10-28 （ P217）的螺旋角影响系数Y0.88（6）计算当量齿数zv1z1 / cos319 / cos3 1420.80zv2 z2 / cos376/ cos31484.69（7）查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFai 2.768,YFa2 2.211(8) 查取应力校正系数由机械设计表10-5查得YSa11.558,YSa2 1.775(9) 计算大、小齿轮的 YFaYsa ,并加以比较fYFa1YSa1 2.768 1.5580.014726f1292.86YFa2YSa22211 匸77

12、50.017011f】2230.71大齿轮数值大。2)设计计算32 1.996 130690 0.88 cos214mnJ2 0.017011mm1 192 1.62.335mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn2.5 (查机械原理p180表10-1 )已可满足弯曲强度。但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度 圆直径d165.97mm来计算应有的齿数于是由d1 cos65.97 cos14廿“z1 25.6，取 z1 26，mn2.5则 z2 i2z-i 1044、计算几何尺寸1)计算中心距(Z1 Z2)mn(26 10

13、4) 2.5_a167.47 mm2 cos2 cos 14将中心距圆整为168mm。2 )按圆整后的中心距修正螺旋角B(Z1 Z2)mn(26 104) 2.5 一一arccosarccos 14.72a2 168mn 2.5 z126z2104a=140mm14.714 714.5% 误差在5河内，螺旋角值B改变不多，故参数14、Kb、Zh等不必修正。3）计算大、小齿轮分度圆直径d1 mnZjcos26 2.5/cos14.767.2mmd2 mnz2 / cos104 2.5/cos14.7268.80mm4）计算齿轮宽度b dd11 67.267.2mm圆整后，取 B270mm, B1

14、 75mm5、计算所得结果汇总如下表备用。d167.2mmd2268.80mnB270mm,B1 75mm1名称符号小齿轮大齿轮螺旋角14.7 °法面模数mnmn=2.5mm端面模数mtmt= m n/cos B =2.58法面压力角n20°分度圆直径dd167.2mmd2268.80mm齿顶咼haha ha m 2.5 mm齿根高hfhf（h；n cn ） mn 1.25 2.5 3.125mrmm齿顶圆直径dada169.7mmda2 271.3mm齿根圆直径dfd f1 64.075mmd f2 265.675mm齿宽BB1 75mmB2 70mm七、轴的设计计算由机

15、械设计P : 362表15-1选取轴的材料为 45钢调质处理，硬度217255HBs，抗拉强度极限B 640MPa，屈服极限S 355MPa，弯曲疲劳极限1 275MPa，许用弯曲应力1 =60MPa低速轴的设计计算1、求输入轴上的功率 P 3、转速n3和转矩T3P2 5.07kW , n2 95.47r/min , T2 504.40N m查机械设计P371表15-3,取：A01101 1P 35 277 勺I 轴：小血 A 0111026.31mmn1381.961 1P2 35.07 3II 轴：diimin A0110 41.34mmn295.491 1P3 34.77 'II

16、I 轴：diiimin A0 一110 40.51mmn395.49取低速轴最大转矩轴进行计算，校核.考虑有键槽，将直径增大5%,则:dmin 41.3415%43.41mm.2. 轴的结构设计选材45钢,调质处理.T2504400 N mm .由机械设计P351式14-1得：联轴器的计算转矩：TeaKA T2由表 14-1,查得:KA 1.5, Tea 1.5 504400756600 N mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册P99表8-7,选择ii轴与iii轴联轴器为弹性柱销联轴器ZC 48112型号为：LX3型联轴器：GBT5014 2003JB45 112公称转矩:T

17、 1250N m,许用转速：n 4700/ n,质量：8kg.LX 3型联轴器，其公称转矩为：1250N m 756.6N m半联轴器1的孔径：d| 45mm ,故取:d1 45mm.半联轴器长度 L 112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为：L 84mm.(1)轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定，两轴承均以轴肩定位.确定轴各段直径和长度<1>| II段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，1 II轴段右端需制岀一轴肩，故取II III段的直径du川52mm ,左端用轴端挡圈

18、定位，查设计手册（p59 ）怕表按轴端去挡圈直径d挡圈 55mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度:Li 84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短，取：LI II 82mm.<2>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，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据：d 川52mm.由设计手册P75表6 7选取30211型轴承，尺寸:d D B 55 100 21，轴肩 damin 64mm故d川IVdV| vii 55mm,lVI VII21mm，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位，右端滚动轴承采用套筒定位.<3>取安装齿轮处轴

19、段IV的直径：dIV v 60mm ,齿轮右端与右轴承之间 采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度 ，故取：lIV V 68mm,齿轮右端采用轴肩定 位，轴肩高度h 0.07d0.07 55,取h 4mm,则轴环处的直径：dV VI 60 2h 68mm damin 65mm，轴环宽度：b 1.4h5.6mm,取lV VI 18mm , dV VI Da 91mm ,即轴肩处轴径小于轴承内圈外径，d 11 hi 52mmd挡圈 55mmLi 11 82mmdIII IVdVI VII55mmlvi vii 21mm dIV v 60mm

20、 liv v 68mm dv VI 68mmlv vi 18mml 70mmI| IV 41mmlvi vii 21mm便于拆卸轴承.<4>轴承端盖的总宽度为：20mm,取：丨 70mm.<5>取齿轮距箱体内壁距离为 ：a 18mm.Im iv 21 a 70 68 41mm, lVI VII 21mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接按div v 60mm查手册p53表4-1,得:平键截面b h 18 11,键槽用键槽铣刀加工，长为：56mm.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，查设计手册(P10

21、6)选择齿轮轮毂与轴的配合为；H% ,半联轴器与轴的联接，选用平键 为：b h I 14 9 70,半联轴器与轴的配合为：H/ .滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为：m6 .设计手册(p110) 确定轴上圆角和倒角尺寸 ，参照设计手册p16，表1-27,取轴端倒角为：1.6 45 ,各轴肩处圆角半径：I II段左端取 R1.6,其余取R2, VI VII处轴肩定位轴承，轴承圆角半径应大于过渡圆角半径，由手册ras 2.0,故取VI VII段为R1.6.(5)求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时，查手册P75表6-7,轴承30211型，取a 21因此，作为简支梁的

22、轴的支撑跨距L2L3 53 53,据轴的计算简图作岀轴的弯矩图，扭矩图和计算弯矩图，可看岀截面处计算弯矩最大，是轴的危险截面.按弯扭合成应力校核轴的强度R-vrDKHdM4M/<1>作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径RHl ORea为:d2268.80mm,T2504.440N m ,2T22 504.40 103得：Ft3753N ,d2268.80tan ntan 20FrFt3753 1412.2N ,coscos14.7FaFt tan3753 tan14.7984.6N .<2>求作用于轴上的支反力RH 1水平面内支反力：Ft 53FtRH 2 F

23、 t ,RH2 53 53, 3753N.RH1 1876.5N ,RH2 1876.5N.Rv1RrRv20,Rv1 106Fr53Ma 0,.Fr 1412.2N,MaFad2132330.24N mm2垂直面内支反力Rv1542.5N, Rv2 1954.50N.<3>作岀弯矩图Ft 3753NF r 1412.2NFa 984.6NRH1 1876.5NRh2 1876.5NRv1542.5NRv2 1954.50NM ca2334981.71N mm分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩Mh Rhi*L2 1876.5*53 994545N,Mv2 RJ2 1954.50

24、*53 103588.5N mm,Mvi Rv1 * L1 542.5*5328752.5N mm计算总弯矩：M JM HM vM1 J9945452287525 2 103527.31 N mm,M2 J9945452 103588.52 143602.84N mm<4>查机械设计（P373）得 =0.6作岀扭矩图：T20.6 504440302640N mm.<5>作岀计算弯矩图：M ca Jm 2T 2 ,Mca2 <143602.842 3026042 334981.71N mm.<6>校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核M

25、ca由课本 P373 式 15-5,得:caw1 b,32出田*+“dbt dt由课本 P233 表 15-4, 得: W,322d由手册P53表4-1,取t 7.0,计算得:W 182563,334981 71得：ca 18.35MPa1b 60MPa,故安全.18256.33.确定输入轴的各段直径和长度W 18256.3d1 30mmd 35mml 70mmd iii IV dw vii 40mm1 1Pi 35.277dimin A0110 26.31mmn1381.96考虑有键槽，将直径增大5%,则：d1min 26.3115%27.63mm故取 d1 30mm，取 LI II 78m

26、mii 处为定位轴肩，du 川 30 30* 0.07* 2 34.2mm取 d 35mm，取丨70mm川处为非定位轴肩，取diii IV dv, VII 40mmIV 处为定位轴肩，dIV v 40 40* 0.1*2 48mm若在V处不做成齿轮轴则需用键槽，轴的直径需扩大5%，dIV v 48* （ 1+5%） =50.4mm小齿轮的齿根圆直径 df1 64.075mm，dIV V与小齿轮的直径很接近， 故做成齿轮轴。diV v 48mm， dV vi =70mm， 1v vi 75mmlV VI1VI VII155mm八、滚动轴承的校核1.轴承的选择：diV v 48mmlv VIl V

27、I VII 15.5mmR11953.35NR22709.49 N轴承1:单列圆锥滚子轴承 30211 ( GB/T 297-1994 )轴承2 :单列圆锥滚子轴承 30208 ( GB/T 297-1994 )2.校核轴承：圆锥滚子轴承30211，查设计手册p75 : Cr90.8KN,C°r 115KN由课本P321表13-6，取fp1.0, RRhR1.Rv12RH12.542.521876.521953.35Ni122；22R2.R/2Rh2 .1954.51876.52709.49N.Si由课本P321表13-5，查得：圆锥滚子轴承手册p75).e时的y值为：1.5 (设计

28、由课本P322表13-6，得：轴承的派生轴向力:S1R1 1953.35 651.12N,S2 R2 2y 2 1.52y2709.492 1.5903.16NA 651.12NA21635.72 Ne 0.4X11, y10x20.4, y2 1.5因S1 Fa S2，故1为松边，作用在轴承上的总的轴向力为：A1 S 651.12N,A2 S1 Fa 651.12 984.61635.72 Na 651 12 查手册 P75表6-7，得:30211 型 e 0.4,一0.33 e.R 1953.35由机械设计表13-5，查得：x11, y10,A21635.720.6 e,得：x2 0.4,

29、 y2 1.5.R22709.49计算当量动载荷：P 1.0 1 1953.351953.35N ,P21.00.4 2709.49 1.5 1635.723292.58 R.106 c10计算轴承寿命，由课本P319式13-5，得：Lh,取：（滚60n p3子轴承）1010690 8103 9则：Lh 一10 90.8 1011059170hLh72000h60 95.493292.58九、键的选择及强度校核1. 输入轴：键 8 7，GB T 1096，A 型.2. 大齿轮：键 18 11，GB T 1096，A型.3. 输岀轴：键 14 9，GB/T 1096，A 型.查机械设计 P106

30、表3.1，P 100 120MPa ,式6-1得强度条2T件：P ,l L b .k=0.5hdkl校核键 1: 0 4T4 13069045.26MPaP ;dhl 30 763 8荷 c4T4 504400键2:0 80.45MPap ;dhl 60 1156 18皆。4T4 447050键3:0 78.84 MPap .dhl 45 970 14所有键均符合要求.十、减速器的润滑方式和密圭寸类型的选择1、减速器的润滑方式：飞溅润滑方式2、 选择润滑油：工业闭式齿轮油（ GB5903-95）中的一种。设计手册p85,表 7-1，选 L-CKC1003、 密封类型的选择：密封件：毡圈1 35

31、 JB/ZQ4606-86毡圈 2 55 JB/ZQ4606-86十一、箱体及附属部件设计设计：参考设计手册表11- 1（铸铁减速器箱体结构尺寸），初步取如下尺寸：箱座壁厚：8mm，取10mm，箱盖壁厚：1 8mm，取1 10mm，箱体凸缘厚度：箱座b 1.5 15mm ,箱盖b11.5 1 15mm ,箱底座b2 2.525mm加强肋厚度：箱座m 0.858.5mm，箱盖0.85 18.5mm,地脚螺钉直径：df 0.036a118.048mm，取d f 20mm，型号为：螺栓GB/T M20 400 （设计手册P42，表3-13）米用标准弹簧垫圈，型号： 垫圈GB/T 93 20（设计手册P48,表3-22）地脚螺钉数目：因a 250mm,取n 4mm轴承旁联接螺栓直径：d1 0.75df 15mm，取常用值d1 16mm,型号为：螺栓 GB/T 5782 86 M16 130 米用标准弹簧 垫圈，型号：垫圈 GB/T 93 16箱盖，箱座联接螺栓直径：d20.5df 10mm，取常用值d2 10mm型号为