两级圆柱斜齿轮减速器程设计

1、机械设计课程设计说明书姓名： 吴兴潮 系别： 机械工程系 班级： 机电091 学号： 200900105036 指导老师： 机械设计课程设计题目题目名称：设计两级圆柱斜齿轮减速器说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。传送简图如下：技术参数已 知 条 件数 据 组 号12345678鼓轮直径（mm）300330350350380300360320传送带运行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75传送带从动轴所需扭矩（Nm）7006706509501050900660900机械设计课程设计任务书一、本任务书发

2、给 机电091 班学生吴兴潮 二、请按计划书指定题号 中的第七 组数据进行设计(见附页)。三、本任务规定的设计计算包括下列各项：1、 传动装置总体设计计算；2、 各传动零件的设计计算；3、 一根主要轴设计计算；4、 一对主要轴承的设计计算；5、 各标准零件的选择；四、本任务书要求在答辩前完成1、 主要部件的总装配图一张（A1）；2、 典型零件工作图2张（A3）；3、 20页左右的设计设计说明一份； 五、答辩时间 年 月 日到 月 日目 录第一部分 传动方案分析··1第二部分 选择电动机·······

3、83;········1第三部分 计算传动装置的运动和动力参数6第四部分 V带传动的设计计算5第五部分 齿轮的设计 ·····7第六部分 轴的设计计算 16第七部分 各轴轴承的设计计算 22 第八部分 键的设计和计算 23第九部分 联轴器设计 24第十部分 润滑密封设计24第十一部分 箱体的设计 25第十二部分 设计小结 27设计小结分 93333333333333333333333333333333333333333333333333333333333333333

4、33333333333333333333333333333333333333333333333333第十三部分 参考文献 28设计计算及说明第一部分 传动方案分析为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴鼓轮的转速nw ,及 一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动的传动方案。即采用两级圆柱齿轮减速箱的展开式。该方案一般采用斜齿轮，其总传动比较大，结构简单，制造成本也较低，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而

5、沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。第二部分 选择电动机1，电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2，动机功率的选择(1)工作机所需的功率由本书p.7式(2-2)(2)电动机输出功率Pd 由本书P.7表2-4查取V带传动，滚动轴承，齿轮传动，弹性联轴器的效率分别为， ， ，由因为传送带的效率为，则传动装置总效率为：=0.84设计计算及说明则，(3)电动机额定功率Ped由本书p.196按表20-1确定电动机额定功率为。3，电动机的转速 为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由本书p.4查得V带传动常用传动比

6、范围iv=24,单级圆柱齿轮传动比范围i2=36,传送带传动比i3=1,则电动机转速可选范围为 可见同步转速为1000r/min ,1500r/min 和3000r/min的电动机均符合。这里初步选分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表： 方案电动机型 号额定功率( kW)电动机的转速(r/min)电动机的质量(kg)同步满载1Y112M1-4415001440432Y132M1-641000960734，计算传动装置总传动比和分配各级传动比(1)传动装置总传动比 ，(2)分配各级传动比取V带传动的传动比iv=2.5 ，则两级减速箱的传动比为： , , 由上述

7、各式子可解得， ， 因为所得的iF和iS的值符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，故可选方案1；又因为方案2得出的iF和iS的值不符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，所以不选。第三部分 计算传动装置的运动和动力参数1,各轴的转速设电动机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴的转速为：2,各轴的输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即3,各轴的转矩将以上计算结果整理后列于下表，供以后计算使用：项目电动机轴0高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min）144057614145功率（kw）43.83.653.51转矩（N·m）26.5363247.22744

8、.9第四部分 V带传动的设计计算1, 确定计算功率Pca Pca=KA×P由表8-7（P156,机械设计第七版 高等教育出版社, 该书以下简称课本）可知：KA=1.2由电动机选型可知: P=4 kw 2, 选择V带的带型根据传动的形式，选用普通V带；再根据Pca、n1，由课本p.157图8-11知：确定选用A型V带。3, 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。(1)初选小带轮的基准直径dd1。由课本p.155157表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm。(2)验算带速v。 按课本p.150式8-13验算带的速度 4.确定中心距和带长（1）、初选中心距 取由公式

9、得从动带轮直径 （2）、求带的计算基准长度L0，由式13-2得由教材表5.3选取带的基准长度Ld=1400mm(3)、计算中心距:a(4)、确定中心距调整范围 5.验算小带轮包角1 6.确定V带根数Z (1)、由d1=90 n1=1440r/min，查教材表5.7a,并用内插值法得 P0=1.07Kw , (2)、由教材表5.7b查得P0=0.17Kw (3)、由教材表5.8查得包角系数 (4)、由教材表5.9查得长度系数KL=0.96 (5)、计算V带根数Z 取Z=5根 7计算单根V带初拉力F0。 q由可教材表5.1得q=0.10kg/m 8计算对轴的压力FQ，由可教材表5.1得q=0.10

10、kg/m 9确定带轮的结构尺寸 小带轮基准直径d1=90mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=225mm，采用孔板式结构。第五部分.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故小齿轮选用硬齿面渐开线斜齿轮, 大齿轮选用软齿面渐开线斜齿轮。（1）       齿轮材料及热处理  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=22高速级大齿轮选用钢淬火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=4.08×22=89.76

11、 取Z=90 齿轮精度按GB/T100952008，选择8级。 初选螺旋角=15初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.5选取区域系数 Z=2.45 端面重合度 查课本表7.7得： =189.8MP 由表7.8得: =1T=95.5×10×=95.5×10×3.8/576=6.3×10N.mm由课本公式计算应力值环数N=60nj =60×576×1×（2×8×300×10）=1.66×10hN= N/i =4.1×10h (i为齿数比,

12、即i=)查表7.2得齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 =1060Mpa =1060Mpa查教材图7.3得：K=0.9 K=0.93齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得:=0.9×1060=954 =0.93×1060=955.8 许用接触应力 =(+)/2=969.9<1.31.3=1240.2Mpa故=969.9Mpa3.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=32.1mm计算齿宽与高之比 =/(2.25)=10.123计算载荷系数Kv=1.05查教材表7.4得，使用系数=1根据,8级精度, 查教材由图7.

13、5得动载系数K=1.05,K查教材由表7,6得K的计算公式:K= +0.19×10×b =1.52查教材图7.6得: K=1.36查教材表7.5 得: K=1.1故载荷系数:KK K K K =1×1.05×1.1×1.36=1.57按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=32.1×=33.83计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩63000N·mm    确定齿数z取z22，zi z4.08×2289.76 z90 

14、60;    计算当量齿数zz/cos22/ cos1524.41  zz/cos90/ cos15100       初选齿宽系数   按非对称布置，由表查得1       初选螺旋角  初定螺旋角 15       载荷系数KKK K K K =1×1.05×1.1×1.36=1.57 

15、0;     查取齿形系数Y和应力校正系数Y查教材表7.9，并用内插值法得:齿形系数Y2.638 Y2.202  应力校正系数Y1.584 Y1.779   螺旋角系数Y 轴面重合度=0.318=1.875,以=1代入下式Y10.875       计算大小齿轮的  取安全系数S1.4工作寿命两班制，10年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N=60nj =60×553.8×1×（2×8×300&

16、#215;10）=1.595×10h大齿轮应力循环次数N= N/i =4.1×10h查教材表7.2得到弯曲疲劳强度极限                  小齿轮 大齿轮查教材图7.4得弯曲疲劳寿命系数:K=0.88 K=0.9 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=Mpa=Mpa小齿轮的数值大.选用. 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

17、，查教材表7.10,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=33.83来计算应有的齿数.于是由:z=21.6 取z=22那么z=4.08×22=90   几何尺寸计算计算中心距 a=116将中心距圆整为100按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos计算大.小齿轮的分度圆直径d=45.55d=186.34计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 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 230HBW 取小齿齿数=22速级大齿轮选用钢淬火，齿面硬度为大齿轮 50HRC z=3.14×22=69.08圆整取z=

18、70 齿轮精度按GB/T100952008，选择7级。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.5取区域系数Z=2.425试选取端面重合度=1.621应力循环次数N=60×n×j×L=60×141×1×(2×8×300×10)=4.06×10 N=1.29×10由教材图7.3查得接触疲劳寿命系数K=0.93 K= 0.92查教材表7.2和表7.3按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,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=996

19、.4<1.23故取=996.4Mpa查教材表7.7得材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=9.55×10×=9.55×10×3.65/141=2.47×10 Nmm =50.4762. 计算圆周速度 0.3753. 计算齿宽b=d=1×50.476=50.4764. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 =d/(2.25 m)=10.1235. 计算载荷系数KK=1.0+0.31(1+0.6+0.19×10×b 7=1.50使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.02 K=K=1

20、.1故载荷系数K=1×1.02×1.1×1.5=1.537. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=50.476×计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）       计算小齿轮传递的转矩63000N·mm （2）       确定齿数z因为是硬齿面，故取z22，zi ×z3.14×2269.08取z70（3）      

21、初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1（4）      初选螺旋角  初定螺旋角15（5） 载荷系数KKK K K K=1×1.02×1.0×1.341.3668（6） 当量齿数       zz/cos22/ cos1524.41 zz/cos80/ cos1577.67由教材表7.9查得齿形系数Y和应力修正系数Y（7）       螺旋角系数

22、Y  轴面重合度=0.318=1.875取=2代入下式Y10.875（8）       计算大小齿轮的 查教材表7.2和7.3得齿轮弯曲疲劳强度极限查教材图7.6得弯曲疲劳寿命系数K=0.86 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算. 计算模数取m=4mm 初算主要尺寸计算中心距 a=196.491将中心距圆整为200修正螺旋角=arccos   分度圆直径 d=93.263d=296.745 计算齿轮宽度圆整后取 V带齿轮各设计参数附表1

23、.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.54.083.14 2. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)1440576141453. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)4 3.83.653.514. 各轴输入转矩 T(N·m)(N·m)(N·m) (N·m)26.5363247.22744.9 5. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90225458.514005第六部分 轴的设计计算一. 初步确定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理，先由

24、式d初步确定轴的最小直径取=110高速轴：d=110mm=20.63mm中间轴：d=32.54mm输出轴：d=47.00mm二. 轴的设计与校核1. 作用在齿轮上的力 =N=1450.15N=N=543.41N=tan=355.09N；（4） 高速轴的结构设计 由轴的强度要求取轴承处的轴径=30mm 初选轴承号为7307C的角接触球轴承轴1的设计图： （5） 确定各段的直径A段：B段：C段：=35mm，（与轴承7307C配合，取轴承内径35mm）D段：=45mm， （非定位轴肩）E段：=40mm，（高速轴小齿轮齿顶圆）F段：=35（与轴承7307C配合，取轴承内径35mm）第二、确定各段轴的长

25、度A段：=80mm，B段：=55mm，由轴承盖与螺钉长度确定C段：=30mm, 考虑轴承宽度及挡圈。 D段：，考虑各齿轮齿宽及其间隙距离。E段：=40mm, 由齿轮的齿宽F段：=30，与轴承配合加上挡圈长度（4） 中间轴的设计计算首先，确定各段的直径A段:=35mm,由最小直径和轴承7307C配合，取轴承内径B段：=40mm, 与齿轮配合C段：=50mm, 设计轴环，取轴肩高度a=0.1d2D段：=40mm, 与齿轮配合E段：=35mm，与轴承7307C配合，取轴承内径然后确定各段距离：A段： =30mm, 由轴承与挡圈确定B段：=94，根据低速级小齿轮的齿宽C段：=8mm,D段：=40mm，

26、高速级大齿轮齿宽E段：=20mm, 轴承宽度与挡圈长度中间轴的设计图（5） 、低速轴的设计计算 低速轴的设计图： 首先，确定各轴段直径A段: =55mm, 与轴承7311C配合B段: =60mm,装齿轮处的轴径 C段: =70mm, 设计轴环定位，D段: =60mm, 非定位轴肩E段: =55mm, 与轴承7311C配合F段: =50，与联轴器配合然后、确定各段轴的长度A段: =40mm, 考虑轴承长度与挡圈长度B段: =97mm，齿轮宽度减99-2，便于安装C段: =10mm, 设计轴环D段: =50mm, E段: =40mm, 考虑轴承与挡圈的长度F段: =84mm，由联轴器和套筒长度确定

27、2. 高速轴的校核作用在齿轮上的力 =N=3564N=3564N=1389N=tan=1389×tan21=533N；（3) 绘出轴的计算简图（图六）（4) 计算作用在轴上的力作用在轴上带轮的外力 计算支反力a. 水平力（图c）b.垂直面（图d）（4）作弯矩图A.水平弯矩（图c）B.垂直面弯矩（图d）C.求合成弯矩图D.危险截面当量弯矩E.按弯扭合成校核所以轴安全。第七部分 各轴轴承的设计计算1.轴承的类型应根据所受载荷的大小、性质、方向转速及工作要求进行选择，若只承受径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，选用深沟球轴承。2. 滚动轴承的型号 根据各轴的安放轴承的直径大小，经过分析比

28、较，轴承的选择如下：高速轴：7307C GB/T292-1994 尺寸： 基本额定载荷：中间轴：7307C GB/T292-1994 尺寸： 基本额定载荷：低速轴：7311C GB/T292-1994 尺寸： 基本额定载荷：3. 对轴承进行寿命校核寿命校核由教材式10.8得进行根据 球轴承轴 N 所以查表得X=0.44 Y=1.12所以轴承合格第八部分 键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 高速轴 d=35，查表6-1取：b=10 h=8 =70中间轴 d= d=40 ，取 b=12 h=8 =70低速轴d=60 取 b=18 h=11

29、 =80校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度l=L- b=70-10=60 70-12=5880-18=62 键与轮毂键槽的接触高度K=0.5 h=4 K=0.5 h=4K=0.5 h=5.5由式（6-1）得： MP MP MP两者都合适取键标记为：键：10×8×25 A GB/T1096-2003 键2：12×8×70 A GB/T1096-2003键3：18×11×80 A GB/T1096-2003第九部分 .联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.2.载荷计算.公称转矩：T=95509

30、550N.m查课本,选取所以转矩 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LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm第十部分. 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，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部

31、分面处的密封性。第十一部分. 箱体结构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. 考虑到机体内零件的润滑，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

32、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：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。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，机体内温度升高，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，以便达到体内为压力平衡.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及装配精度，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10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱