单级闭式斜齿圆柱齿轮减速器设计

1、机械设计课程设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器班级：设计者：指导老师：日期：原始设计参数P=5KW-8KWn1=350r/min500r/minP=8KW-10KWn1=550r/min700r/min目录1 .设计任务2 .传动方案的拟定3 .传动比的分配4 .传动系统的运动和动力参数计算5 .减速器传动零件的设计计算(1)齿轮的设计计算(2)轴的初步设计计算6 .滚动轴承的选择7 .键连接的诜择9.减谏器润滑方式.润滑剂及密封装置的诜择设计心得参考文献第一组：1 .减速器输入功率2 .减速器输入转速3 .传动比i<6第二组：1 .减速器输入功率2 .减速器输入转速3 .传动比i<

2、6第三组:1 .减速器输入功率P=10.5KW-15KW2 .减速器输入转速n1=700r/min以上3 .传动比i<6要求：载荷平稳，两班制工作，每年365天，使用年限10年。一、课程设计内容与要求1）绘制单极闭式斜齿圆柱齿轮减速器总装配图图纸一张（1号）比例1:1或者1:22）绘制轴零件齿轮零件图各一张。3）编写设计计算说明书一份（主要是圆柱齿轮设计计算，轴的设计及校核）具体参数分配：功率P=9.6KW专速n=670r/min传动比i=4.8已给方案：减速器为单级闭式斜齿减速器设计项目计算公式及说明主要结果1.设计任务（一、传动方案拟JE功率P=9.6KW转速n=670r/min传动

3、比i=4.82.传动力杀的拟定已给方案：减速器为单极闭式斜齿减速器3.传动比的分配1、i01=1«=4.8由传动系统方案知道：i01=1,i23=1取闭式圆柱齿轮传动的传动比取为4.8即为：4=4.84 .传动系统的运动和动力数计算5 .减速器传动零件的设计计算(1)齿轮的设计计算(2).轴的初步设计计算6 .滚动轴承的选择7 .键连接的选择9 .减速器润滑方式，润滑剂及密封装置的选择传动系统各轴的转速和转矩计算分别如下：0轴即电动机主轴n°=nm=670r/minp0=pr=9.6kw丁=9550B=9550空=136.84N.mT0m6701轴即为减速器高速轴no=67

4、or/min=670r/minir1i011p1=p0*01=9.60.99=9.504kw二T。琉01=136.8410.99=135.472N.m2轴即为减速器低速轴n=n1=r/min=139.583r/min作J48p2=p112=9.5040.9603=9.127kwn°=67017minp0=9.6kwT0=136.84N.mn1=670r/minp1=9.504KwT1=135.472N.mn2=139.583r/minT2=Tl0N.Mii212=135.4724.80.9603=624.45P2=9.127kw轴号电动机单级圆柱齿轮减速器T2=624.450N.m0

5、轴1轴2轴小齿轮45转速(r/min)670670139.583钢调质大齿轮45钢正火功率(kwL9.69.5049.127H1=520.8MpaH2=495转矩(N,M136.84135.472624.450.0MpaT=135.47N.mK=1.2两轴连接件联轴器齿轮=0.4aZh=2.475Z0.992传动比14.8d1=81.05mm传动效率0.990.9603d2=389.06mm注:对电动机轴所填数字为输出功率和输b2=106mm出转矩，对其他各轴所填的数字为输入功率和输入转矩。对于所设计的圆柱齿轮减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮传动，按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，对斜齿圆柱齿轮进

6、行设计计算。单级圆柱齿轮减速器的内部只有一对常啮合斜齿轮，设高速级齿轮即小齿轮为1,低速齿轮为即大齿轮为齿轮2,该减速器的设计使用寿命为10年，两班工作制，由前面知道传动比i=4.8(1).选择材料及热处理小齿轮选择45号钢，调质HBS1=240270大齿轮选择45号钢，正火HBS2=200230取小齿轮齿数Z1=20则大齿轮齿数Z2=Z1*i=20X4.8=96(2)确定许用接触应力.和hhH1hH2=HlimZnShminzN囚车匕的寿叩系效Hlim接触极限Shmin最小安全系数由图像知道hlim1=560Mpahlim2=500Mpa接触应力变化次数为：b1=115mmmn=4=9.16

7、0fi=353.28MpaF2=334.0MpaY一二2.72YFa1Ysa1=1.57YFa2=2.20Ysa2=1.78Y=0.710Y=0.88F1=23.27MpaF2=22.23MpaF1<F1F2<F2故轮齿弯曲强度满足要求NH1=60jn1t=606701(8230010)=1.9296109NH2=60jn2t=601139.58348000=4.02105由接触应力变化总次数可以知道ZN1=0.93ZN2=0.99当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数&诬=1将以上数值带入许用应力计算公式得：H1=Hlim1ZN15600.93Shmin1.0

8、=520.8MpaH2=Hlim2ZN2=5000.99Qdmin1.0=495.0Mpadmin=28mmFt2=3210.04Nj=1183.75NFa2=517.61NMck=91486.14NmmMCX2=91486.14NmmMc=80462.34NmmH1>H2(3) .按齿面接触强度条件计算中心距a2上，500K1,ZeZhZZ、由a(u+1)3T1()1 a'H1)K为载荷系数，由表查得K=1.2;2)齿宽系数查表得：=1.0ad221=-d=0.4取为au14.81=0.4a3)弹性系数ze由表查得zE=189.8Mpa4)节点区域系数Zh取=10°则

9、Zh=2.475MCY2=-12988.59N.mmMc1=121835.55NmmMC2=92403.56Nmmde42.27mm际de5)重合度系数Z初选端面重合度=1.65(>1)由式(13-17)Y0.250750.7因此Z=一卷=0.786)螺旋角系数z=cos=、cos100=0.9927)计算中心距aa(u+1)3500kTi(ZeZhZZ(h4.8+1189.82.4750.780.9925001.2135.473495'0-4=234.465mm因此取标准中心距a=235mm(4)确定主要参数和计算主要尺寸1)模数_2acos_2235cos10mn-zZ2.2

10、096=3.99因此模数取为42)齿数7和乙Z1=.20Ft1=3342.92NF1=1232.Fr175NF=539.0Fa14NMcx=93601.76NmmMCY1=45439.52N.mmMCY2=23594.48N.mmRa=1397.81NRb=1317.09NMci=78277.62NmmT=135472NmmPr1=1816.Z2=9693N3）螺旋角LH=206681Cos，=mn（ZiZ2）=4（2096）=0.9872a2235=9.160在820的范围之内，取小齿轮为右旋,大齿轮为左旋4）分度圆直径3和小=1=mnZ1=_4_20-0-=81.05mmd1,cos9.1

11、60cos.=mnZ2=496d2,cos9.160cos=389.06mm5）齿宽匕和山b2=b=a=2350.45=105.75mm取齿宽为b2=106mm则b=b2+（510）=106+（510）=111116mm取齿宽b=115mm（5）确定许用弯曲应力一和F2f=SYnYSTMPa1）弯曲疲劳极限应力e=240MpaF“m2=220Mpa.89h>48000h轴承深沟球轴承6207满足要求p2=1479.3Ne=0.21X=1Y=0P1=1420.5NLh=1069445h>24000h所以深沟球轴承6208型寿求所以键选2）弯曲疲劳寿命系数Yn盈利循环次数为命满足要NH

12、1=60jn1t=606701（8230010）9=1.929610Nh2=60jn2t=60114048000=4.03210由此查阅相关图表知道Yni=0.90Yn2=0.953）齿轮应力修正系数Yst由标准规定知道Yst=24）最小安全系数smin失效率低于1/100时s.=1.25SFmin5）许用弯曲应力由FFVmYNYsTF1=YniYst=2400.902=353.28MLF1yn1yst125Sfmin1pa=ymivY=2200952=334.0MpF2SFmin"*1.25a（6）检验轮齿抗弯强度1）齿形系数Yf,和应力修正系数丫的FasaYFa1=2.72Ysj

13、1.57YFa2=2.20Ysa2=1.782）重合度系数YY=0.25+075=0.25+5=0.710Y1.6463）螺旋角系数Y由相关图查取数字得知Y=0.88用1050GB1096-79:满足要求=42.335pMpa<=110Mpa=21.17Mppa<=90Mpa键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。=171.3Mppa<=210Mpap=49.6Mpa<=180Mpa键的挤压轻度和剪4）校核弯曲强度2000KT2F1b&mnYFalYsalYY切强度都满足要求2.721.570.710.8820001.2135.4711581.054=23.27Mpa

14、F22000KJ2b2d2mnYFa2Ysa2YY2.21.780.710.8820001.2624.45106389.064=22.23Mpa因F1<F1,F2<F2故轮齿弯曲强度满足要求5）.主要设计计算结果中心距a=235mm法面模数mn=4mm螺耻角=9.16。（设小齿轮为右肌，大齿轮为左旋）齿数z1=20z2=96分度圆直径d1=81.05mrd2=389.06mm齿顶圆直径da1=89.05mmda2=397.06mm齿根圆直径df1=71.05mmdf2=379.06mm齿宽b=115mrb2=106mm齿轮精度等级8级材料及热处理小齿轮45钢，调质HBS1=2302

15、50大齿轮45钢，正火HBS2=190210(1)绘制轴的布置简图和初定跨距轴的布置简图如附图(三)所示所示：a=235mrb1=115mm为了保证齿轮端面与箱体内壁不发生干涉，计入尺寸k=10mm为了保证滚动轴承能顺利放入轴承座，计入尺寸c=5mm初选轴承宽度分别为n1=20mmn2=22mm两轴的支承跨距分别为和|2|1=2c+2k+n1+b=2(10+5)+20+115=165mm|2=2c+2k+b2+n2=2(10+5)+22+106=158mm(2)高速轴即1轴的设计1)选择轴的材料及热处理轴上小齿轮的齿顶圆直径为1=89.05mmi比较小，所以采用齿轮轴结构。选用45号钢，进行调

16、质处理2)轴的直径的确定由于高速轴承受的转矩比较小，因此高速轴的直径不一定很大，有转轴最小计算公式知道dmin嗡其中P该轴传递的功率，n牛由的转速，C与材料有关的系数，由查表知道C=106则C3IP=1063竺=25.7mmdminn670由此知道在该轴的最小处只要直径能达到25.7mm就可以满足设计要求。但是在前面选择的电动机要用联轴器与该轴进行连接，而所选择的联轴器要求该轴的最小直径为28.00mm,由此取该轴的最小处为28.00mm,即安装联轴器的地方轴的直径为28mm由此可以画出减速器高速轴的结构形式：）（3）减速器低速轴的设计1）选择材料以及热处理选用45号钢弁进行调质处理。2）轴的

17、受力简图如图（a）所示|AB=|2=108mm|bc=|ac=54mm（A）计算齿轮的啮合力200OT2200062445F=2=2000624.45=3210.04NFt2d2389.06F,=!=3210.04tan20=1183.75NFr2Ft2coscos9.16Fa2=Ft2tan=3210.04tan9.160=517.61N（B） 求水平面内的支反力，作出水平面内的弯矩图在水平面内受力简图如图（b）所示：Rax=Rbx=-I21=3=1605.02NMax=Mbx=0M=M=D1=D1=1605.0257=9148IVIcxi|VIcx2RaxlacRbxlbc6.14N.mm

18、轴在水平面内的弯矩图如图（c）所示（C） 求该轴在垂直间内的支反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图（d）所示D_Fa2d2/2Fr2|AC_RAY=lAB455.11389.06/21183.7554小=1411.10862Nrby=Fr2ray=1183.751411.62=-22714.87NMay=Mby=0Mcy尸Ray|ac=1411.6257=80462.34NmmMcY2=RBYlBc=-227.8757=-12988.59N.mm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）（D）求支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图Ra=rAxrAy=J605.0221411.622=2137.4

19、7N:-2222RbJRbxRby=,1605.02227.87=1621.12NMa=Mb=022Mci=McxiMcyi=2291486.1480462.34=121835.55Nmm22MC2=MCX2MCY2=2291486.1412988.59=92403.56Nmm轴的合成弯矩图如图（f）,合成转矩图如图（g）3）轴的初步设计计算其中计算危险截面时用最大弯矩计算最小截面，轴的材料为45号钢调制处理，则=58.7Mpa,取折算系数=0.6一！io,3J2-2M(T)二dC丫1/22310”12183555(0.6624450)二406558.7.4mm由于在此轴段上开有键槽，所以轴直

20、径增大4%计算截面直径为小42.27mm实际上取该轴段即C处直径45mm故轴的强度足够。(1)高速轴即1轴上的滚动轴承的选择，按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承选用深沟球轴承。高速轴所受到的径向力和轴向力分别为Fr和Fa2000T1=2000_135.472=3342.92NFt1181.05F=Ftann=3342.92tan20=1232.75NFr1Fcoscos9.16oFa1=Ft1tan=3342.92tan9.160=539.04N(2)轴的受力分析(A)如图(a)为轴的受力简图，图中1ab=11=112mm|ac=|bc含=56m

21、m（B）求水平面内的支反力，作水平弯矩图轴在水平间内受力筒图如图（b）所小RAX=Ft产士aLRBX|AB2Max=Mbx=0Mc,=Rax|ac=Rbxlbc=1671.4656=93601.76NEMU轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示（C）求垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直回内的受力筒图如图（c）所示_Faldi/2Frl|BC_Ray.一|AB1232.7556539.0481.0542=811.42N112Rby=Fri-Ray=1232.75-811.42=421.33NMay=Mby=0Mcy尸Ray|ac=811.4256=45439.52NmmMcy2=Rbylb

22、c=421.3356=23594.48Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）（E）求支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图1 22.22一Ra=JRaxRay=；1671.46811.42=1858N2 -22-22Rb=vRbxRby=v1671.46421.33=1723.75N轴向力Fa1=539.04N,用于支承轴的滚动轴承拟选用一对角接触球轴承，并采用固定安装Ma=MB=0_'22Mci=VMcxiMCY1=一2-2N93601.7645439.52=104048.26Nmm222MC2=McX2MCY2=,93601.76223594.482=96529.73NmmT=135472

23、Nmm轴的合成弯矩图和转矩图分别如图(f),(g)o由此知道轴承所受的径向力和轴向力分别为Fri=1232.75N和Fa1=539.04N,轴承工作转速为n=670r/min初选滚动轴承为7208,基本额定动载荷Cr=36800N基本额定静载荷cor=25800N£31=459.40=0.018Cor25800e=0.22+0.240.22(0.0180.025)=0.210.040.025Fa1539.04c/、£21=0.44>eF11232.75X=0.56Y=2.0+1.82.0(0.0180.025)=2.00.040.0259冲击负荷系数fp=1.0温度系

24、数九二1.0Pr1=(XFr1+YFa1)fp=(0.561232.75+2.09539.04)1.0=1816.93N轴承寿命计算为63L二直(3)二Q136800)=2066LH60npr160670(1816.93)81.89h>48000h即轴承选用合适(2)低速轴即2轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定的方式安装。轴承选用深沟球球轴承。由前计算结果知：轴承工作转速为n=139.583r/min。轴承2所受的径向力Fr2=1183.75N,Fa2=517.61N1)求轴承的当量动载荷R,P2由轴承的工作条件知道fp=1.2,温度系数ft

25、"。轴承2:p=fF=1.21232.75=1479.3Np2p'ri轴承1：Pi=fp(XFr2+YFa2)试选轴承型号：由轴承颈d=40mm初选轴承为6208型，该轴承的基本额定动载荷Cr=29500N,基本额定静载荷00r=18000N区=卫史=0.029由表查得对应的界限值18000Core=0.21比较邑=517.61=0.44>e查表得：X=1Y=0Fr21183.75所以P1=fp(XFr2+YFa2)=1.211183.75=1420.5N2)计算轴承的寿命因为p<P2,所以按照轴承1计算63.=10(ftCr)=10(129500LH60n

26、9;p160139.583(142057069445h>48000h所以轴承寿命满足要求。键选择为A型普通平键d1=32.00mmL1=60.00mmL1=60-(510)=5055mm按键的附表初选键为1050GB1096-79:b=10mmh=8mmL=50mm键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为=110Mpa=90Mpa分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为：理4000135.472=42.335Mpa<pdhl32850yl=110Mpa.2000135-472=21.17Mpa<=9pdbl3210500Mpa键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。(2)低速轴即2轴上的键和联轴器选择由前面的计算知道：低速轴上的工作转矩T=624.45NmmT作车速n=139.583r/min安装齿轮处的键选择为A型普通平键d2=45.00mmL2=54.00mmL2=54-(510