二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计范例最全的概要

1、计算说明书 汽车维修工程教育 专业 汽修1114班 设 计 者： 指导老师：石传龙 岳东鹏 时 间： 2014年 01月10日设 计 任 务 书设计题目：设计一用于机械产品成品的带式输送机的二级圆柱斜齿减速器设计要求：工作机轴输入转矩T=850N·m，运输带工作速度v=1.45m/s，滚筒直 径D=410mm，两班制，连续单相运转，空载起动，载荷轻微冲击；工 作限10年 （每年300天计）；环境最高温35；小批量生产。设 计 说 明 书一、电动机的选择：确定传动装置所需的功率P确定传动装置的效率由表910查得：普通V带传动的效率：一对滚动轴承的效率：（球轴承，稀油润滑）闭式传动齿轮传

2、动的效率：（8级）弹性联轴器的效率：一对滑动轴承的效率：故传动装置的总效率为选择电动机电动机所需最小名义功率kW电动机所需的额定功率kW由表177选用Y160M-4电动机，KW ，r/min所选电动机的主要参数列于下表：传动装置总传动比计算及传动比初步分配总传动比的计算传动比初步分配按 分配。初步分配各级传动的传动比如下：初步计算传动装置运动参数和动力参数电动机轴输出参数 高速轴参数 中间轴参数 滚筒轴参数：初算各轴的转速、功率和转矩列于表8-2.普通V带传动设计普通V带的型号查表11-3得计算功率由图11-11选用B型普通V带确定带轮基准直径查表13-5，普通V带B型带轮最小基准直径选取主动

3、带轮直径 取带的滑动率 则从动带轮直径 由表13-5选取从动带轮基准直径标准值 d普通V带传动的实际传动比 验算带速v V在525m/s范围内。确定带的长度和中心距初定中心距按照计算所需带长查表11-10，选取V带的标准基准长度=1800mm，标注为B1800 GB/T11544-1997确定实际中心距 安装中心距 验算小带轮的包角确定普通型带的根数z查表11-6 （插入法）；查表11-11 查表11.10 故需V带根数z=6计算传动作用在轴上的力计算带传动作用在轴上的力带轮结构设计查表13-6可知，主动带轮为实心式带轮，孔径=42mm（与电动机伸出端配合）；键槽为A型，b×h

4、15;=12m×8m×3.3mm;轮槽角=34°。从动带轮为四孔板式带轮，辐板厚度s=18mm，控净油高速轴设计是确定；键槽为A型，b×h×=10m×8m×3.3mm;轮槽角=38°。两带轮的基准宽度；基准线上槽深；基准线下槽宽；槽间距e=（19±0.4）mm；槽边距，最小轮缘厚。带轮宽度为 带轮材料选用HT250.其余尺寸及两带轮结构草图略。齿轮传动设计高速机齿轮的设计重新计算减速器高速轴的运动参数和动力参数用于带传动的实际传动比与事先所分配的传动比有变化，故减速器各轴的转速和所受到的扭矩也随之发生变化

5、。为使设计更为精确，故必须重新计算参数，结果如下：选择齿轮材料及热处理由表10-9小齿轮选用45钢调质处理（d100mm），229286HBS大齿轮选用45钢调质处理（d=301500mm），197255HBS确定齿轮材料许用接触应力试验齿轮接触疲劳极限应力由图13-5 齿轮接触疲劳强度最小安全系数 齿轮基础疲劳强度寿命系数应力循环次数 由图9.59 由于齿轮工作面为软齿面组合， 齿轮材料许用接触应力按齿面接触强度设计齿轮传动作用在高速轴上的扭矩 载荷系数由图9-44 因是减速器 齿轮材料弹性系数 由表13-39 节点区域系数因是斜齿圆柱齿轮传动初选齿数和齿数比齿数比 选齿轮分度援助螺旋角 解

6、除疲劳强度重合度系数计算当量齿数 端面重合度 由图13-11 齿宽系数 轴面重合度查图9-49得接触疲劳强度重合度系数 查图得接触疲劳强度螺旋角系数 按齿面接触疲劳强度设计确定传动的主要参数确定模数确定中心距其他主要尺寸校核齿轮齿根弯曲疲劳强度试验齿轮弯曲疲劳极限应力由图9-15 齿根弯曲疲劳强度寿命系数应力循环次数 由图13-10许用弯曲疲劳应力齿形系数查表9-53 9-54 应力修正系数 查表13-41 齿根弯曲疲劳强度重合度系数 查表13-13得 齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数 查表13-15得 校核齿根弯曲疲劳强度齿轮参数和几何尺寸列于表8-3.确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度 查表13-4

7、5，应选9级精度，但考虑中小制造厂一般为滚齿制造，故选为8级精度，即齿轮结构设计，小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用锻造的孔板式，具体尺寸计算略低速级齿轮设计重新计算减速器中间轴的运动参数和动力参数选择齿轮材料及热处理 由表10-9小齿轮选用40钢调质处理 （d100mm)，241286 HBS;大齿轮选用40钢调质处理 （d=301！500mm)，229269 HBS;确定齿轮材料许用接触应力试验齿轮接触疲劳极限应力 由图13-5 齿轮接触疲劳强度最小安全系数 由表9-15 齿轮接触疲劳强度寿命系数应力循环次数 由表9-56得 工作硬化系数由于齿轮工作面为软齿面组合 齿轮材料许用接触应力按齿面接触

8、强度设计齿轮传动作用在中间轴上的扭矩 载荷系数 由表9-44得 齿宽系数 因是减速器 齿轮材料弹性系数 由表13-37 节点区域系数 因是斜齿圆柱齿轮传动 初选齿数和齿数比 取齿数比精确计算输送带线速度选齿轮分度圆柱螺旋角 接触疲劳强度重合度系数计算当量齿数端面重合度 由图13-11得 齿宽系数 轴面重合度查图13-12得接触疲劳强度螺旋角系数 按齿面接触疲劳强度设计确定传动的主要参数确定模数 取确定中心距其他主要尺寸校核齿轮齿根弯曲疲劳强度试验齿轮弯曲疲劳极限应力 齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数 查表9-15得 齿根弯曲疲劳强度寿命系数应力循环次数 由图13-9弯曲疲劳强度尺寸系数，由图1

9、3-10 许用弯曲疲劳应力齿形系数 查图9.53 9.54 应力修正系数 查图9.54 齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数 查图13-15 齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数 查图13-15 校核齿根弯曲疲劳强度齿轮参数和几何尺寸列于表8-4确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度柴傲11-10，应选9级精度，但考虑中小制造厂一般为滚齿制造，故选为8及精度 8 GB/T 10095.1-2001 齿轮结构设计小齿轮采用锻造的实心式齿轮，大齿轮采用锻造的孔板式，轴孔直径由轴设计时确定，具体尺寸计算略。轴设计高速轴设计已确定的运动参数和动力参数轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表10-10选用45钢调质处理，硬度为21715

10、5HBS，许用弯曲应力按扭转强度概略计算轴的最小直径，由表12-1 A=103126由于高速轴受到的弯曲较大而说到的扭矩较小，故取A=115由于最小轴段直径小于30mm，其截面上开有1个键槽，故将轴径增大7%查表13-6，B型普通V带带轮轴孔直径为35mm，故取。设计轴的结构并绘制轴结构草图 轴结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装大带轮，选用普通平键，A型，b×h=100mm（GB/T1096-2003），槽深t=5mm，长L=900mm；定位轴肩 ；轴颈需磨削，故应设计砂轮越程槽。预选滚动轴承并确定各轴段的直径根据

11、轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用深沟球轴承6309，尺寸d×D×B=45mm×100mm×25mm，与滚动轴承相配合的轴颈为，配合为k6，定位轴肩为。与左轴承端盖相关的轴段尺寸轴承端盖厚度为40mm，带轮端面与轴承端盖螺钉头的距离，该轴段直径为44mm。确定各轴段的长度并绘制高速轴结构草图略图中尺寸如下按弯曲-扭转组合强度校核画高速轴的受力图图8-3（a）所示为高速轴总受力图；图8-3（b）、(c)所示分别为水平平面和垂直平面受力图。计算作用在轴上的力 齿轮1圆周力齿轮1径向力齿轮1轴向力带传动压轴力 计算作用于轴上的支座反力水平

12、平面内校核无误垂直面平面内校核无误绘制水平平面弯矩图绘制垂直平面弯矩图绘制合成弯矩图绘制扭矩图T=123346N·mm绘制当量弯矩图确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的界面B、C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。截面B截面C因此，高速轴的弯曲强度足够。其实，界面B是安装轴承的，有箱体的支撑，轴不容易在此弯曲。中间轴设计已经确定的运动参数和动力参数轴的材料选择并确定弯曲应力由表10-10选用45钢调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力。按扭转强度概略计算轴的最小直径由表12-1查得A=103126.由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A

13、=115由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径。设计轴的结构并绘制轴结构草图轴结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离远大于2.5mm=6.25mm，因此设计成分离体，即齿轮3安装在低速轴上，中间轴设计成普通阶梯轴。显然只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3和齿轮2及两个齿轮配合的轴头直径为。与两个齿轮配合的轴头直径为，两齿轮之间以轴环定位，直径为，宽b=20mm，两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮宇宙的链接选用普通平键，A型，b×h=20mm×12mm（GB/T1096-2003），槽深t=7.5mm，安装齿轮3的键槽长L=80mm，安装齿轮2的键槽长L=

14、70mm，轴上两个键槽布置在同一母线方向上。预选滚动轴承并确定各轴段的直径×D×B=55mm×120mm×29mm，与滚动轴承相配合的轴颈为，配合为k6，左轴承的右端和右轴承的左端均采用套筒定位，为。确定各轴段的长度并绘制中间轴的结构草图按弯曲-扭矩组合强度校核画中间轴的受力图图8-5a,所示为中间轴总受力图，图8-5b、c所示分别为水平平面和垂直平面受力图。计算作用在轴上的力齿轮2圆周力齿轮2径向力齿轮2轴向力齿轮3圆周力齿轮3径向力齿轮3轴向力计算作用于轴上的支座反力水平平面内校核无误垂直平面内校核无误绘制水平平面弯矩图绘制垂直平面弯矩图绘制合成弯矩

15、图绘制扭矩图T2=465494N·mm绘制当量弯矩图确定轴的危险截面并校核的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面D处当量弯矩最大，是轴的危险截面。截面D因此，中间轴的弯曲强度足够低速轴设计重新计算低速轴的运动参数和动力参数轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表10-10选用45钢调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力。按扭转强度概略计算轴的最小直径查表12-1，A=10.126.由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A=107由于最小轴段直径安装联轴器，且直径大于30mm，其截面上开有1个键槽，故将轴颈增大5%。故取标准直径设计轴的结构并绘制轴结构草图轴结构分

16、析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮，一个轴承从轴伸出端装如何拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴伸出端安装的联轴器，初选HL7型弹性柱销联轴器（GB/T5014-1995），公称转矩Ta=6300N·m，需用转速，Y型轴孔，孔直径为80mm，轴孔长度L1=132mm，总长度L=172mm。联轴器与轴的链接选用普通平键，A型，b×h=22mm×14mm，（GB/T1096-2003），槽深t=9mm，长L=125mm，轴段直径为，长为130mm，定位轴肩直径为90mm,与轴承配合的轴颈直径为85mm，需磨削，故应设计砂轮越程槽直径84mm×1mm

17、。齿轮与轴配合的轴头直径为110mm，配合为k6，定位轴肩直径为直径130mm,宽度15mm；齿轮与轴之间用普通平键连接，A型，b×h=28mm×16mm(GB/T1096-2003),槽深t=10mm,轴上两个键槽布置在同一母线方向上。预选滚动轴承并确定各轴段的直径根据轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用角接触球轴承7018C，尺寸d×D×B=90mm×140mm×24mm，与滚动轴承相配合的轴颈直径为85mm，配合为k6，定位轴最小直径为90mm.确定与右轴承端盖相关的轴段尺寸轴承端盖厚度为40mm,.联轴器端

18、面与轴承端盖螺钉头的距=30mm,该轴段直径为84mm.确定各轴段的长度并绘制低速轴结构草图。略。安弯曲扭矩组合强度校核画低速轴的受力图图8-7a所示为低速轴总受力图；如图8-7b、c所示分别问水平平面和垂直平面受力图。计算作用在轴上的力齿轮4圆周力齿轮4径向力齿轮4轴向力计算作用于轴上的支座反力水平平面内校核无误垂直面平面内校核无误绘制水平平面弯矩图绘制垂直平面弯矩图绘制合成弯矩图绘制扭矩图T=1481877N·mm绘制当量弯矩图确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构图和当量弯矩图了可以判断，轴的截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。因此，低速轴的弯矩强度足够滚动轴承的选择高速轴

19、滚动轴承作用在轴承上的载荷选择滚动轴承型号前面已经选择滚动轴承6309，主要承受径向载荷，同时也能承受一定的轴向载荷。由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用两端单向固定式支承机构。计算轴承的当量动载荷轴承A因为则轴承B因为校核滚动轴承的寿命由于轴承B收的当量动载荷较大，故轴承B进行校核由表16-8和表16-9可分别查得，轴承工作寿命按1.5年更换，Lh=16×300×1.5=7200h。高速轴轴承的工作寿命足够。中间轴滚动轴承作用在轴承上的载荷选择滚动轴承型号前面已经选择滚动轴承6311，主要承受径向载荷，同时也能承受一定的轴向载荷。由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴

20、拟采用两端单向固定式支承机构。Cr=71500N，Cor=44800N计算轴承的当量动载荷轴承A因为则轴承B因为则校核滚动轴承的寿命由于轴承B收的当量动载荷较大，故轴承B进行校核由表16-8和表16-9可分别查得，轴承工作寿命按1.5年更换，Lh=16×300×1.5=7200h。中间轴轴承的工作寿命足够。低速轴滚动轴承作用在轴承上的载荷选择滚动轴承型号前面已经选择滚动轴承7018C，主要承受径向载荷，同时也能承受一定的轴向载荷。由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用双支点单向固定式支承机构。Cr=62500N Cor=60200N计算轴承的当量动载荷计算轴承内部附加轴向力由表12-38知70000C型轴承内部附加轴向力S=eFr；由表12-38查得，7018C轴承的e值由值确定，而Fa为之，故需要试算。初选因为N该对轴承面对面安装，合力指向轴承A，轴承A被压紧，轴承B被放松。所以压紧端放松端键的选