机械设计双级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、. . . . 机械设计课程设计说明书题 目： 热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 班 级： 学 号： 姓 名： 专 业： 数控 指导教师： 2012 年 09 月 12 日目录 一、 设计任务书.3二、 设计方案分析.4 三、 电动机的选择与计算.4 3.1电动机的选择.43.2传动装置的传动比与运动和动力参数的计算5四、传动零件的设计计算.64.1带传动和带轮的设计6 4.2二级展开式斜齿齿轮减速器设计.74.2.1高速级齿轮传动的设计计算.7 4. 2.2低速级齿轮传动的设计计算.9 五、轴的设计与计算.11 5.1 传动轴的设计.115.1.1 主动轴.115.1.2 中

2、间轴.145.1.3 从动轴.15六、滚动轴承的选择与计算.166.1 主动轴的轴承设计工作能力计算.166.2 中间轴的轴承设计工作能力计算.176.3 从动轴的轴承设计工作能力计算.18七、 连接件的选择与计算.207.1 键的设计和计算.207.2 联轴器设计.21八、箱体的设计.21九、润滑、密封装置的选择与设计.23十、设计小结.24一、 设计任务书设计题目：设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件。 已知条件：（1）工作情况：双班制工作，连续单向运转，工作有轻微振动，允许输送带速度误差为；（2）使用寿命：10年（其中带、轴

3、承寿命为3年以上）；（3）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（4）卷筒效率：0.96（包括卷筒与轴承的效率损失）；（5）原始数据：运输带所需扭矩 运输带速度 卷筒直径。设计任务： （1）减速器装配图1（×号图）；（2）零件工作图2（×号图）；（3）设计计算说明书1份。二、设计方案分析1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：图1-1:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总

4、体设计图所示三、电动机的选择与计算3.1 电动机的选择1.卷筒的转速nnw=43.65r/min2.卷筒所需功率Pw:Pw=2.10KW3.传动总效率 0.99×××0.9×0.960.724.电动机所需功率P0:P0P/2.10/0.722.92kW 5、电动机的选择根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min 和1000r/min，以便比较根据电动机所需功率和同步转速，查表确定电动机的型号为Y100L2-4和Y132S-6。传动系统的总传动比：=1420/43.65=32.53 =

5、960/43.65=21.99根据查表确定电动机的各参数，将计算数据和查表数据填入表1，便于比较。表1 电动机的数据与总传动比方案电动机型号额的功率/KW 同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mm1Y132S-431500142035.5328601322Y100L2-43100096021.992880100根据表1可知，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案1。3.2传动装置的传动比与运动和动力参数的计算1、传动比分配 1420/43.65=32.53带的传动比取为，则减速

6、器总传动比为 =32.53/3=10.84 则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为=3.75低速级的传动比:/=10.84/3.75=2.892、各轴的转速计算=1420/3r/min=473.33r/min=473.33/3.75r/min=126.22r/min=43.65r/min3、各轴输入功率计算.=2092x0.95kw=2.774kw.=2.774x0.97x0.98kw=2.64kw=.=2.51x0.99x0.98kw=2.43kw4、各轴输入扭矩计算=9550/=55.97N.m=9550/=199.75 N.m=9550/=549.15 N.m将上述结果列入表2，以供查

7、用表2轴号转速n/(r/min)功率p/kw扭矩T/(N.m)I473.332.77455.97II126.222.64199.75III43.652.51549.15四、传动零件的设计计算4.1带传动和带轮的设计(带轮示意图见23页)1、求计算功率查表 ， =1.2 ，故 =1.2x2092kw=3.5kw2、选V带型号 可用普通V带或窄V带，现选普通V带根据=3.5kw，=1420r/min，由图8-11查出此坐标点位于A型处，所以V带选A型普通V带。3、求大小带轮直径、由表8-8，应取不小于75mm,现取90mm，则 =ix=3X90=270mm由课本表8-8，取 =280mm4、验算带

8、速VV1= 3.14x90x1420/60000=6.61m/s V2= =3.14x280x473.33/60000=6.94 m/s 带速在5-25m/s围，合适5、求V带基准长度和中心距a取=500mm，符合0.7（<<2（则 =2+=1599.24mm查课本表8-2，对A型带选=1600mm，则实际中心距 a=/2=500.38mm6、验算小带轮包角=- ()/a=158>,合适。7、求V带的根数Z Z=令=1420r/min，查课本表8-4a，得 P0=1.07kw由i=(1-)=3 查课本表8-5，得kw由=158，查表8-5得 =0.94，查表8-2得=0.99

9、由此可得 Z= Pc/(P0+P)XKaXKL =3.03 ，取Z=3根 8、求作用在带轮轴上的压力查课本表8-3得，q=0.1 ,得单根V带的初拉力=149.18N压轴力 =2Z=292.88N4.2二级展开式斜齿齿轮减速器设计1、材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱斜齿齿轮材料：小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS,取小齿齿数;大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮240HBS, 选择8级精度。 ，取.4.2.1 高速级齿轮传动的设计计算2、计算：(1)(2) 查图10-18，,查图10-9，(3) 接触应力 ,查图10-21

10、D, 、许用弯曲应力,由图10-00得 ，（4）初选螺旋角，载荷系数查表10-6，齿轮材料的弹性系数 ，查表10-7选取小齿轮的转矩为 55.97N，由 图10-30，区域系数 。由图10-26， 许用接触应力， (5) 按齿面接触强度设计公式：（6）计算圆周速度 （7）计算齿宽与模数 b/h=53.844/4.07=13.23 重合度 （8）载荷系数K 查表10-2，KA=1.25,8级精度，查图10-8，动载系数KV=1.11,由表10-4，KHB=1.454，由图10-13，KFB=1.44，由10-3，KHB=KFa=1.4,(9)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：（10）计算模

11、数 （11）弯曲强度计算法向模数 根据纵向重合度为2.28，查图10-28，螺旋角影响系数YB=0.88。计算当量齿数 由表10-5，查得 齿形系数 应力修正系数 =1.55对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.0，已满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径 d1=54.20mm 来计算应有的齿数。计算传动的中心距为： 圆整为 128mm 。按圆整后的中心距修正螺旋角 arcos=由于变化不大，故其余参数不必修正。计算齿宽圆整后取4. 2.2 低速级齿轮传动的设计计算（1）取小齿齿数; ，取.初选螺旋角，载荷系数，选取。（2

12、）查图10-18，,，查图10-9， ，(3) 接触应力 ,查图10-21D, 、许用弯曲应力,由图10-00得 ，（4）查表10-6，齿轮材料的弹性系数 ， 小齿轮的转矩T2为 199.75N，由 图10-30，区域系数 。由图10-26， 许用接触应力， (5) 按齿面接触强度设计公式：（6）计算圆周速度 （7）计算齿宽与模数 b/h=73.20/6.66=10.99 重合度 （8）载荷系数K 查表10-2，KA=1.25,8级精度，查图10-8，动载系数KV=1.05,由表10-4，KHB=1.461，由图10-13，KFB=1.45，由10-3，KHB=KFa=1.4,（9）按实际的载

13、荷系数校正所算得的分度圆直径：（10）计算模数 （11）弯曲强度计算法向模数 根据纵向重合度为1.903，查图10-28，螺旋角影响系数YB=0.88。计算当量齿数 由表10-5，查得 齿形系数 应力修正系数 =2.48对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=3.0，已满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径 d1=54.20mm 来计算应有的齿数。计算传动的中心距为： 圆整为 170mm 。按圆整后的中心距修正螺旋角 arcos=由于变化不大，故其余参数不必修正。计算齿宽圆整后取五、轴的设计与计算5.1 传动轴的设计5.1.1

14、主动轴（1）先按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，,取。因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为，故取 ，大带轮的基准直径，采用3根V带传动，计算的大带轮宽度。（2）轴的结构设计主动轴设计结构图: (主动轴) 各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；选7005AC型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。 轴上零件的轴向尺寸与其位置轴承宽度，齿轮宽度,大带轮宽度为，轴承端盖宽度30mm.箱体侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10

15、mm，齿轮与箱体侧的距离，分别为，大带轮与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，首先确定顶轴承的支点位置时,对于7205AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.（3)校核强度1）已知低速级大齿轮的分度圆直径为而圆周力F，径向力F与轴向力的方向如图示2）求轴上的载荷 主动轴的载荷分析图:画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：则 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：则 画合成弯矩图，如图（d）所示。 画转矩图，如图（e）所示。 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉

16、动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为。 验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。5.1.2 中间轴（1）先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,取。因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。轴的结构设计中间轴设计结构图: (中间轴) 各轴段直径的确定与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7207AC型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。 轴上零件的轴向尺寸与其位置轴承宽度，齿轮宽度,箱体侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮

17、与箱体侧的距离为。与之对应的轴各段长度分别为，。首先确定顶轴承的支点位置时,对于7207AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.5.1.3 从动轴 先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,取。因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用联轴器，取其标准孔直径,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表14-1 ，选取查表8-5 ，选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm,半联轴器的孔径 故取 ，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。轴的结构设计传动轴总体设计结构图: (从动轴) 各轴段直径的确定与联轴器相连的轴段是最小直

18、径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选7212AC型轴承，则，右端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。 轴上零件的轴向尺寸与其位置轴承宽度，齿轮宽度,联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm.箱体侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体侧的距离，分别为，联轴器与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为， 首先确定顶轴承的支点位置时,查1P142附表6-3，对于7012AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.六、滚动轴承的选择与计算6.1 主动轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图：计算两轴承所承受的径向力径向载荷：

19、由静力学平衡方程式得 计算轴承的轴向力由表8-33查得7205AC轴承部轴向力的计算公式为，故有因故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为（负号表示的方向与图示方向相反）计算当量动载荷查得,而查表13-5可得.由表13-6取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号一样，所以只需计算轴承2的寿命，取。查表6-3得7205AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。6.2 中间轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力,径向载荷：由静力

20、学平衡方程式得 计算轴承的轴向力轴承部轴向力的计算公式为，故有因故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为（负号表示的方向与假设方向相反）计算当量动载荷查表可得.取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号一样，所以只需计算轴承2的寿命，取。7207AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。6.3 从动轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图：求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而径向载荷：由静力学平衡方程式得 计算轴承的轴向力因故可判断轴承2被

21、放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为（负号表示的方向与假设方向相反）计算当量动载荷查表得.取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号一样，所以只需计算轴承2的寿命，取。表8-33得7212AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。七、 连接件的选择与计算7.1 键的设计和计算.主动轴段键装带轮处，选A型键，根据轴直径，查表6-1查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查表6-1查得，取。键标记为：键 6×6×25

22、GB/T 10962003.中间轴段键由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的规格也应当一样： 选A型键，根据轴直径，查得键截面尺寸。则键长，考虑安全因素，取。键标记为：键 12×8×40 GB/T 10962003.从动轴段键装带轮处，选A型键，根据轴直径，查得键截面尺寸。则键长，考虑安全因素，取。装齿轮处，选A型键，根据轴直径，查得键截面尺寸。则键长，考虑安全因素，查得，取。键标记为：键 14×9×63 GB/T 10962003键标记为：键 18×11×50 GB/T 109620037.2 联轴器设计.类

23、型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.载荷计算.公称转矩：=549.15Nm查表14-1 ，选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩1000,所以选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。八、箱体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

24、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

25、在便于观察减速器油面与油面稳定之处。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，以便达到体为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工与装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）8外机壁至轴承座端面距离=+（510）50大齿轮顶圆与机壁距离