机械设计课程设计说明书(二级展开式圆柱斜齿轮减速器)

机械设计课程设计③齿轮圆周力根据表10-3得根据表10-4得∴=1×1.1×1.4×1.336=2.057试选由图10-22得K=2.057K=1.30.778设计内容计算及说明结果c.计算弯曲疲劳许用应力d.计算当量齿数ZV（e.查取齿型系数YFα应力校正系数YSα（f.计算大小齿轮的并加以比较取弯曲疲劳安全系数S=1.4由【2】P205式(10-12)，由图10-17得比较<所以大齿轮的数值大，故取0.016226.27118.225设计内容计算及说明结果（2）计算4.调整模数（1）圆周速度（2）齿宽（3）齿高及宽高比（3）计算模数5.几何尺寸计算（1）计算中心距a（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2=1.22407mm根据7级精度由图10-8由表10-3由10-4用插值法得结合查表10-13得则载荷系数取模数则取取需满足、互质因此：将a圆整为122mmmn=1.85mm29130a=130mm设计内容计算及说明结果（4）计算齿轮宽度b1.设计计算（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计取45mm圆整后2°低速级齿轮传动设计1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS3=220接触疲劳强度极限弯曲疲劳强度极限大齿轮材料：45号钢正火HBS4=190接触疲劳强度极限弯曲疲劳强度极限4初选小齿轮齿数大齿轮齿数取775初选螺旋角计算公式：mmZ4=94设计内容计算及说明结果（1）确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩齿宽系数材料的弹性影响系数Mpa1/2区域系数应力循环次数接触疲劳寿命系数取安全系数∴取Mpa1/2MPa设计内容计算及说明结果（2）计算a.试算小齿轮分度圆直径b.计算圆周速度c.计算齿宽be.计算载荷系数=62.0234mmmm=1\*GB3①使用系数根据电动机驱动得=2\*GB3②动载系数根据7级精度=3\*GB3③由表10-4=62.0234mmv=0.5193m/sb=62.0234mm3.2h=7.2mmb/h=8.1331.776设计内容计算及说明结果f.按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d33.按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数a.螺旋角影响系数b.弯曲疲劳系数KFN根据纵向重合系数，得0.88由图10-22得KH=1.7235d3=68.136mm设计内容计算及说明结果c.计算弯曲疲劳许用应力d.计算当量齿数ZV（e.查取齿型系数YFα应力校正系数YSα（f.计算大小齿轮的并加以比较取弯曲疲劳安全系数S=1.4得，由表10-17得比较<所以大齿轮的数值大，故取0.0158245设计内容计算及说明结果（2）计算4.调整模数5.几何尺寸计算（1）计算中心距a（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β（3）计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4=1.98mm根据7级精度由图10-8由表10-4插值法取则取满足、互质则：Z3=27Z4=86则a为145mm=2.47mmZ3=27Z4=86a=160mm=69.292mm=220.7080mm设计内容计算及说明结果（4）计算齿轮宽度b齿轮结构取70mm圆整后齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z13544.50347.50340.7537Z2158199.49202.497195.747传动传动比i中心距a模数mn螺旋角β计算齿宽b2(mm)4.51221.545低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z32769.29274.29263.0427Z48622.708225.708214.458传动传动比i中心距a模数mn螺旋角β计算齿宽b4(mm)3.191452.570齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。设计内容计算及说明结果（三）传动轴的设计1.轴的结构与设计（1）低速轴的结构图（2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度a.Ⅰ—Ⅱ段与联轴器配合取d1=41，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取L1=82。b.为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ—Ⅱ段右侧设计定位轴肩，毡圈油封的轴径取d2=47mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取L2=50。c.轴肩处安装深沟球轴承为6310取d3=50mm考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取L3=25mm。d.根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸及轴肩Ⅴ、Ⅵ为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径6—10mm,且保证Δ≥10mm取d4=57mm，L4=73mm设计内容计算及说明结果e.Ⅵ—Ⅶ段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取d5=60考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取L5=12m。f.轴肩取d6=54m根据箱体结构取L6=68mmg.轴肩处安装深沟球轴承为6310取d7=50m取L7=51mm轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接。由[2]P119表（11-5），取轴端倒角1.5×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm(3)中速轴尺寸a.确定各轴段直径d1=35mmd2=38mmd3=45mmd4为齿轮轴d5=45mmd6=35mmb.确定各轴段长度L1=45mmL2=43mmL3=15mmL4=75mmL5=8mmL6=33mm设计内容计算及说明结果(4)高速轴尺寸a.确定各轴段直径d1=22mmd2=28mmd3=30mm（分度圆）d4=35mmd5=44.503mmd6=35mmd7=30mmb.确定各轴段长度L1=36mmL2=50mmL3=18mmL4=100mmL5=60mmL6=8mmL7=31mm（5）低速轴强度校核a.作用在齿轮上的力Ft=5987.821NFr=2417.574NFa=1565.436N设计内容计算及说明结果b.计算轴上的载荷载荷分析图垂直面载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定=2303.37N=4151.75N设计内容计算及说明结果水平面总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV、MV及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=617.52NFNH2=3015.10NFNV1=2303.37NFNV2=4151.75N弯矩MMH1=3.37×105N·mmMH2=3.36×105N·mmMV=3.36×105N·mm总弯矩M1=4.76×105N·mmM2=4.75×105N·mm扭矩TTⅢ=N·mm设计内容计算及说明结果c.按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由【2】P362表（15-1），得：由【2】P374式（15-5），取，轴的计算应力为：2.键联接强度校核2.1低速轴齿轮的键联接（1）选择类型及尺寸根据d=54mm，L’=68mm，由[2]P140表（14-1），选用A型，b×h=16×10，L=50mm（2）键的强度校核a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L-b=50-16=34mmk=0.5h=5mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由P106表（6-2），取[σp]=150MPa键安全合格该轴强度合格该键强度合格设计内容计算及说明结果2.2低速轴联轴器的键联接(1)选择类型及尺寸根据d=41mm，L’=82mm，由[2]P140表（14-1），选用A型，b×h=12×8L=50mm(2)键的强度校核a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L–b=68mmk=0.5h=4.0mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]P106表（6-2），取[σp]=150MPaN.mm键安全合格该键强度合格设计内容计算及说明结果四、轴承设计（一）减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBdaminDamaxrasamax高速轴630630721937651中间轴630735802144711.5低速轴63105011027601002（二）低速轴轴承寿命计算1.预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年(年工作日为300天)。预期寿命=2×8×300×8=38400h2.寿命验算载荷分析图（俯视）设计内容计算及说明结果（左旋）（1）轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa（2）当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用6310，由【2】p321表（13-6）得到设计内容计算及说明结果已知，（常温）由[2]p145表（15-3）得到Fa1/Cor=0.013,由插值法并由[2]p144表（15-3），得到e=0.15Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e,由[1]p321表（13-5）得到X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42NFa2/C0r=0.084由插值法并由[2]p144表（15-3），得到e=0.248Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e,由[1]p321表（13-5）得到X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=P2=9392.94N（3）验算轴承寿命因为>，所以按轴承2的受力大小验算L>，所以所选轴承可满足寿命要求。P1=3400.42NP2=9323.94N所选轴承可满足寿命要求设计内容计算及说明结果五、减速器的润滑与密封（一）齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。（二）轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。（三）减速器的密封减速器外伸轴采用[2]P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。设计内容计算及说明结果六、减速器箱体及其附件（一）箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。（二）箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚δ=8箱盖壁厚δ1=8箱体凸缘厚度b=12b1=12b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M10轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M10n=4设计内容计算及说明结果轴承盖（轴承座端面）外径高速轴112中间轴120低速轴150观察孔盖螺钉直径M8df、d2、d3至箱外壁距离dfC1=26d122d216df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfC2=24d120d214轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R=C1外壁至轴承端面的距离l1=δ+C2+C1+(5～10)=58（三）主要附件作用及形式1.通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由<[2]P76表9-8>选用通气器尺寸M18×1.52.窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由<[2]P80表9-18>取A=150mm3.油标尺油塞为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。由<[2]P78表9-14>选用油标尺尺寸M16设计内容计算及说明结果4.为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由<[2]P79表9-16>选用油塞尺寸M16×1.55.保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由<[2]P142表14-3>GB117-86A6×306.启盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总