机械原理之二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计说明

1、. . . . 机械设计课程设计说明书设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计机电工程学院机械设计制造与其自动化学号：设计者指导老师：2010年12月日目 录设计任务书21课程设计题目22设计容2一、 传动方案的拟定与说明 3二、 电动机选择4三、 确定传动装置的总传动比和分配传动比5四、 计算传动装置的运动和动力参数5五、传动零件的设计计算6.带传动6.斜齿圆柱齿轮传动8六、轴的设计计算16七、轴承的设计校核25八、平键的强度校核27九联轴器设计28十. 润滑密封设计28十一、确定箱体的基本参数28 参考文献 29设 计 任 务 书1 课程设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计（简图如下）原始

2、数据：数据编号运输带的有效拉力F/(N)1400运输机带速度V/(m/s)1.75卷筒直径D/mm280工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载走动，使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。运输允许误差。2 课程设计容1）传动装置的总体设计。2）传动件与支承的设计计算。3）减速器装配图与零件工作图。4）设计计算说明书编写。需要完成：1） 装配图一（A1）。2） 零件工作图四（A3）3） 设计说明书一份。已给方案：外传动机构为V带传动。 减速器为两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。一、 传动方案的拟定与说明1） 外传动为V带传动。2） 减速器为两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。3） 方案简图如下：

3、该布置的特点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。计算与说明结果三、电动机选择（Y系列三相交流异步电动机）（1）选择电动机类型 按工作要求和条件，选择用三相笼型异步电动机，封闭结构，电压380V，Y型。（2）选择电动机的容量电动机所需工作机功率按式：且因此： 传动装置总效率：式分别代表：带传动，轴承，齿轮传动。

4、联轴器和卷筒的传动效率。电动机的输出功率： Kw 确定电动机转速为：按课程设计指导书表一推荐的传动比合理围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理围为i16160，电动机转速的可选围为ni×n（16160）×119.37191019099r/min。 综合考虑，查机械手册所选发动机如下表：电动机型号额定功率(kw)满载时堵转电流/额定电流堵转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩转速(r/min)电流A效率%功率因数Y112M-2428908.1785.50.877.02.22.3电动机主要外形和安装尺寸：中心高度外形尺寸LxAC/2+AD）xH

5、D底脚安装尺寸AxB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DxE装键部位FxG112400x310x265190x1401220x608x24三，确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）       总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n2890/119.37=24.21（2）       分配传动装置传动比×式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.8，则减速器传动比为24.21/2.88.65根据各原

6、则，查图得高速级传动比为3.50，则2.74四.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 2890/2.81032.1r/min  1032.14/3.5294.90r/min   / 294.90/2.47=119.39r/min=119.39r/min（2）各轴输入功率×3.10×0.962.98kW  ×2×2.98×0.98×0.972.83kW  ×2×2.83×0.98×0

7、.972.69kW×2×4=2.69×0.98×0.992.61kW则各轴的输出功率：  ×0.98=2.92 kW×0.98=2.77 kW×0.98=2.64kW×0.98=2.56 kW（3） 各轴输入转矩=××N·m电动机轴的输出转矩=9550=9550×3.10/2890=10.24 N·所以: ××=10.24×2.8×0.96=27.54 N·m×××=

8、27.54×3.50×0.98×0.97=91.610 N·m×××=91.610×2.47×0.98×0.97=215.11N·m=××=215.11×0.98×0.99=208.70 N·m输出转矩：×0.98=26.99 N·m×0.98=89.78 N·m×0.98=210.81N·m×0.98=204.53 N·m运动和动力参数结果如下表轴名功率P

9、 KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.1010.2428901轴2.982.9227.5426.991032.142轴2.832.7791.6189.78294.903轴2.692.64215.11210.81119.39卷筒轴2.612.56204.53204053119.39五.传动零件的设计计算.带传动1确定计算功率查课本表8-7得：,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.2选择带型号根据，,查课本表8-10和选用带型为Z型带3选取带轮基准直径1）查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,式中为带传动的滑动率，通常取（1%2%），

10、查课本表8-8后取。2）验算带速v 在525m/s围，带充分发挥。4确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距中心矩的变化围为381-438mm5验算小带轮包角，包角合适。6确定v带根数z因，带速，传动比,查课本表8-4a得.查课本表8-2得=1.11.查课本表8-5,并由插值法得=0.955由公式得故选Z=8根带。7计算预紧力查课本表8-3可得,故:单根普通带紧后的初拉力为8计算作用在轴上的压轴力利用可得:.斜齿圆柱齿轮标传动（A）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安

11、装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料与热处理  材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=3.5×24=84 取Z=84. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×

12、;4/1032=3.979×10N.m由课本公式计算应力值环数N=60nj =60×1032×1×（2×8×300×10）=2.972×10hN=8.49×10h 查课本10-19图得：K=0.92 K=1.02齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.92×600=552=1.02×550=561 许用接触应力 3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=40.66mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之

13、比齿高h=2.25 =2.25×1.64=3.69 = =11.02计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.09,查课本由表10-4得K的计算公式:K=+0.23×10×b=1.417查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.4故载荷系数:KK K K K =1×1.09×1.2×1.417=2.16按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=40.66×=44.94计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计

14、公式 确定公式各计算数值 载荷系数KKK K K K=1×1.09×1.4×1.352.06    螺旋角系数Y 轴向重合度1.903查表10-28得Y10.78    计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos84/ cos1491.95   查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限          

15、60;       小齿轮 大齿轮   查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.85 K=0.88        计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=计算大小齿轮的并比较大小   大齿轮的数值大 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=1.5mm但为了同时满足接触疲劳强

16、度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=44.94来计算应有的齿数.于是由:z=29.07 取z=29那么z=3.5×29=102 4 几何尺寸计算 计算中心距 a=101.26将中心距圆整为101 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=44.70d=157.28计算齿轮宽度B=圆整的 （B） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=28速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.47×28=69 圆整取z=69. 齿轮

17、精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1计算小齿轮转矩 T=95.5×10×=95.5×10×4/294.90=12.95×10N.m2. 应力循环次数N=60×n×j×L=60×294.9×1×(2×8×300×10)=8.49×10N=3.44×10由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.98 K= 0.99 3计算接触疲劳许用应力查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度

18、极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=544.5566.32计算1）算小齿轮分度圆直径 =61.682）.计算圆周速度0.953） 计算齿宽，模数，与齿高之比b=d=1×61.68=61.68 模数 m= 齿高 h=2.25×m=2.25×2.14=4.815 =61.68/4.815=12.805. 计算纵向重合度4. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×61.68=1.421使用系数K=1

19、 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.02 K=1.35 K=K=1.4故载荷系数K=1×1.02×1.4×1.421=2.035. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=61.68×计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式各计算数值（1）   载荷系数KKK K K K=1×1.02×1.4×1.351.93（2）由于 查得（3）当量齿数      zz/cos28/ cos1430.65  zz/cos69/ co

20、s1475.53 （4）查齿形系数，应力校正系数由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y（5）       螺旋角系数Y 轴向重合度2.03Y10.797（5） 计算大小齿轮的 计算大小齿轮的,并加以比较                 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算（8）设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于

21、由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但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d=66.71来计算应有的齿数.z=32.39 取z=32z=2.47×32=79 取z=794 计算几何尺寸（1）计算中心距 a=114.40将中心距圆整为114（2）修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正（3）分度圆直径 d=d=（4）计算齿轮宽度圆整后取 六，轴的设计计算（一）高速轴1. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.98KW =1032.14 r/min=27.54Nm2 求作用在齿轮上的力已知低速级

22、小齿轮的分度圆直径为=44.70而 F= F= F F= Ftan=462.22×tan=115.24N3 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,根据课本取4计算转矩查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取YL5型凸缘联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径5 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）-轴段由于联轴器一端连接带轮，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到带轮限制，取直径为22mm 孔长定为56mm。2）-段用于安装轴承端盖考虑端盖直径26mm

23、 宽度为35mm3) -段因为要承载径向力和轴向力因此初选为圆锥滚子轴承30206直径30mm 宽度为35mm4) -段取轴径为35mm 宽度为48mm5）-段轴肩定位于小齿轮左端，直径定为30mm,宽度为10mm6) -段为小齿轮轴，取安装齿轮段轴径为35mm 已知齿轮宽为50mm 故取宽度为48mm7) -段用于安装轴承，定直径为30mm 宽度定为22mm .6 绘制轴的弯矩图和扭矩图： （1）求反力 H水平面 N NV垂直面 N N （2）求齿宽中点出的弯矩H水平面 NmmV垂直面Nmm合成弯矩M扭矩T Nmm当量弯矩弯矩图和扭矩图：6.校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即

24、N/mm,轴的计算应力为：（二） 中间轴的结构设计：1. 求轴上的功率，转速，转矩P=2.83KW =294.90 r/min=91.61N.m2 大小齿轮的分度圆直径=65.96 d=157.28mm 3 初步确定轴的最小直径4 大齿轮上受到的力与小齿轮上的力护卫相反力，则： 轴向力： N 径向力： N圆周力：N 径向力： N5. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）-轴段为支撑轴颈，预选轴承型号为30205圆锥滚子轴承。其圈直径25mm，宽度16mm。所以，确定轴段直径为mm，长度为52mm。2）-段直径31mm 宽度为112mm3)

25、-段轴肩定位于小齿轮左端，直径30mm 宽度为35mm4) -段取轴径为35mm 宽度为48mm5）-段，直径定为26mm,宽度为36mm6) -段，轴径为22mm 宽度为36mm6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：（1）求反力 H水平面 N NV垂直面 NN （2）求齿宽中点出的弯矩H水平面NmmNmmV垂直面NmmNmm合成弯矩M=162303.20Nmm=18524.70Nmm扭矩T Nmm当量弯矩=171358.08Nmm=58003.56Nmm弯矩图和扭矩图 5.校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,轴的计算应力为：（三） 输出轴的结构设计：1.计算作用在齿轮上的力：

26、转矩：圆周力：N 径向力： N2 .初步估算轴的直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理 根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。 查表取A=105则：3. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）-轴段用于安装联轴器，在联轴器上配合的长度为80mm，取直径为22mm 2）-段用于安装轴承端盖考虑端盖直径44mm 宽度为60mm3) -段因为要承载径向力和轴向力因此初选为圆锥滚子轴承30210直径55mm 宽度为20mm4) -段取轴径为62mm 宽度为85mm5）-段轴肩定位于小齿轮左端，直径定为72mm,宽度为10mm6)

27、-段为大齿轮轴，取安装齿轮段轴径为58mm 故取宽度为63mm7) -段用于安装轴承，定直径为48mm 宽度定为40mm4.绘制轴的弯矩图和扭矩图： （1）求反力 H水平面 N NV垂直面 N N （2）求齿宽中点出的弯矩H水平面 NmmV垂直面Nmm合成弯矩M=155058.30Nm扭矩T Nmm当量弯矩=201745.16Nmm弯矩图和扭矩图：5.校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,轴的计算应力为：七、轴承的设校核1.输入轴轴承型号30206的寿命校核计算：1）.支反力：2）.轴承寿命： 按公式，求得，查表取，已知轴承的额定动载荷 N h 满足设备中修的要求，寿命足

28、够！ h 满足设备中修的要求，寿命足够！ 2.中间轴轴承型号30205的寿命校核计算：1）.支反力：2）.轴承寿命： 按公式，求得，查表取，已知轴承的额定动载荷 N h 满足设备中修的要求，寿命足够！ h 满足设备中修的要求，寿命足够！3.输出轴轴承型号30210的寿命校核计算：1）.支反力：2）.轴承寿命： 按公式，求得，查表取，已知轴承的额定动载荷 N h 满足设备中修的要求，寿命足够！=265269.50h 满足设备中修的要求，寿命足够！八、平键的强度校核：已知：N/mm, 1. 输入轴：mm mmNm键 GB 1096-1979: N/mm2.中间轴：mmmmNm键 GB 1096-1

29、979: N/mm3.输出轴：mm ，mm，mm，mmNmm键 GB 1096-1979: N/mm键 GB 1096-1979: N/mm九联轴器设计低速轴轴伸安装联轴器，根据工作环境和工作情况（载荷较平稳等）,选用弹性柱销联轴器。由n和转矩T联轴器的计算转矩Tca=KAT3,考虑到转矩变化很小，经查表得，KA=1.3，则 Tca=KAT3=1.3×215110 N.mm=279643 N.mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000 N.mm。 十. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.根据轴径选择高速轴的毡圈尺寸为：D=26mm;d1=20mm;B1=7mm根据轴径选择低速轴的毡圈尺寸为：D=44mm;d1=32mm;B1=7mm十一、确定箱体的基本参数： (取低速轴中心距mm) 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁螺栓直径 机盖与