二级减速器搅拌机斜齿圆柱齿轮课程设计

减速器搅拌机斜齿圆齿轮课程设计说明书1、计任务1.1该搅拌机两班制连续工作，单向回转，工作时有轻微振动，搅拌机轴转速允许误差为±％，使用期限为6年。1.2浆叶最大阻力：2.75KN搅拌轴转速：60r/min框架宽度B300mm1－电动机2轴器3速器4－搅拌机5锥齿轮传2、动方案的分析一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足这些要求是困难的。在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。现以《课程设计P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方a制成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。方b构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造成本高。方c工可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方d有方c的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。上诉四种方案各有特点，应当根据具体工作条件和要求选定。若该设备是在一般环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方均为可选方案。对于方c若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。故c方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。3、动机的选择3.1-1-

工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选Y系列三相异步电动机3.23.2.1工作机所需功率w卷筒3轴所需功率：PW

F27503.140.310001000

搅拌机轴转速：60/w

3.2.2电动机的输出功率考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为P

P传动装置的总效率：--联轴器效率1

0.991

--齿传动效率2

取0.972--动轴承效率3

0.993所以

0.970.990.88所以P

P

3.2.3确定电动机额定功率Ped根据计算出的功率可选定电动机的额定功。应使P等于或稍大于。ed查《机械设计课程设计》表Ped

3kw--

3.3由《机械设计课程设计》表2-1圆柱齿轮传动的单级传动比，故圆柱齿轮传动的二级传动比9~36所以电动机转速可选范围为n'inw

~r

/min540

/3.4符合上述要求的同步转速有1000r/min,1500r/min,所以现以这两种方案进行比较机械设计课程设计》第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表：表电动技数额定功

电动机转速电动机型

电动机质量

总传动比方案

率r/min号

kg0Y132M1-63

kW

同转满转1000960

总传动比6516

高速级4.5

低速级3.54、传动装置运动和力参数计算4.1

4.2减速器的传动比i为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器i(1.1~i，计算得两级圆2柱齿轮减速器高速级的传动i4.5，低速级的传动i。24.34.3.1电动机轴运动和动力参数计算PP30dn960/min0mPT9550029.84N0n04.3.2高速轴运动和动力参数计算

m--

22PP0.992.97kW101nn960/min10PT9550129.55N1n14.3.3中间轴运动和动力参数计算PP2.97kW2.85kW2123n960n1213.33r/mini4.51PT95502127.582n24.3.4低速轴运动和动力参数计算PP2.85kW0.970.99kW3223nn260.95/min3i2T95503

P3n

429.32

m35、传动件的设计计5.15.1.1选择材料、热处理方式和公差等级1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2搅拌机机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（10095-883)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由《机械设计》书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,均硬度硬度分别为236HBS,190HBS，二者材料硬度差为。4）选小齿轮的齿数z，大齿轮的齿数4.5103.5取104。25）选取螺旋角。初选螺旋5.1.2按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即

。dt

2Kuzzt1.(HEu[]

)

（5-1）(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数1.4t2)由以上计算得小齿轮的转T--

2422423)

查表及其图选取齿宽系材料的弹性影响系MPaE

按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极

H

；大齿轮的接触疲劳强度极

Hlim2

MPa。4)计算应力循环次数N

h

60960

N

2

N913

85)

按接触疲劳寿命系数

1

2

6)由

计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数

N

lim

（5-2）得

HH

12

1lim1SlimS

580522MPa390370.5MPa故]H

[]]H1H22

MPa446.25MPa7）查图选取区域系数Z

H

。8）查图

0.765

，

（2）计算：1)

求得小齿轮分度圆直径d的最小值为t1d

3

2Kuzzt1.(EHu]dH

)

3

22.9555.5189.82.46)11.6354.5466.25

37mm2)

圆周速度：

n601000

3.1437601000

1.86/s3)

计算齿宽及模数：齿宽：

d

13737mm--

模数:

m

d

1

cos14

mm齿高:

2.252.251.56mmnt37∴10.53.514）计算纵向重合：

0.318tantan141.82d5)

计算载荷系数：根据K,1.86m/s,8级精度，查得动载系数1.1，A

H

1.4491，

F

,

H

K

F

1.4故载荷系数

AV

H

H

2.236)

按实际载荷系数校正分度圆直径：d

t

371.4t7）计算模数：

cos43.2cos14m1.82mm5.1.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为m

3

2Y21z1

Y

（5-3）(1)确定公式内的各计算数值1)根据纵向重合

1.82从图中查得螺旋角影响系Y2)计算当量齿数：

zz

v1v2

z13z23

23314104314

25.18113.83)查图得小齿轮的弯疲劳强度极限

FE1

480MPa大齿轮的弯曲劳度极限250MPa;FE4)查图取弯曲疲劳寿命系数K

FN1

0.9,K

2

--

SaSa5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,

F

FNFE

4801.4

F

22

0.951.4

6)计算载荷系数K.KKKKAF

F

1.352.0797）查取齿形系数.查表得

Y

Fa

Fa2

8）查取应力校正系数.查表得YSa1

1.5909;Sa

9）计算大、小齿轮的

YYF

并加以比较.Fa1Sa1FFaF2

2.61641.5909308.62.1691.801169.6大齿轮的数值大.（2）设计计算m

2.0790.881.635

0.02303对比计算结,由齿面接触劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积有关,可取弯曲强度算得的模数1.266mm接近圆整为标准值2,按接触强度算得的分度圆直dmm,出小齿轮齿数n1

1n

大齿轮齿数

，取.2这样设计出的齿轮传动满足了齿面接触疲劳强度,满足齿根弯曲疲劳强度做到结构紧凑,避免浪费.5.1.4.几何尺寸计算（1）计算中心距a

()(2195)122cos14

119.55--

将中心距圆整为120mm.（2）修正螺旋角arccos

zzm12na

arccos

(2195)22120

14.84

值改变不多，故参

、、等不必修正。（3）分度圆直径：1

1

212cos

mm

2

2

2cos

（4）齿轮宽度：bdd1

mm取

2

5.25.2.1选择材料、热处理方式和公差等级1）搅拌机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（10095-882)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由《机械设计》书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,均硬度硬度分别为236HBS,190HBS，二者材料硬度差为。3）选小齿轮的齿数z，大齿轮的齿数为3.525，取z88224）选取螺旋角。初选螺旋

。5.2.2按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即d

t

3

2KTu1zzt1.HE2.u]dH（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt2)由以上计算得小齿轮的转矩429.321

m3)

查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数Z

E

189.8

2，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极

H3

MPa；大齿轮的接触疲劳强度极

Hlim4

390MPa4)计算应力循环次数N

606060.95300h

--

4)93.344)93.34N

2

N10712.5

75)

按接触疲劳寿命系数

1

2

7)

计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数由

lim

得

H3H4

HNlim3Slim4S

0.955805510.99386.1MPa故：]H

]]H4H322

MPa468.55MPa7）查图选取区域系Z

H

2.433。8）查图

，

1.58（2）计算：1)

求得小齿轮分度圆直径d的最小值为t1d

t

3

2Tuzzt1.(EH2.u]dH

3

21.642.9324.52.433189.811.583.5468.55

22)

圆周速度：

t601000

3.1493.3460.95601000

0.3m3)

计算齿宽及模数：齿宽：

d

t

193.3493.34

模数:

m

d

3

3.62mm齿高:

nt

2.253.628.15mm∴8.154）计算纵向重合

：

0.318zd

0.318tan145)计算载荷系数：--

根据,v0.29/sA

,8级精度查得

动载数

，K

H

，1.27,KF故载荷系数

H

K1.4FAV

H

1.1.4672.16)

按实际载荷系数校正分度圆直径：d

3

d

t

3

t

93.34

3

2.11.6

102.2mm7）计算模数：m

n

d33

102.2

3.975.2.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为n

3

2cos1zd1

2

F

(1)确定公式内的各计算数值1)根据纵向重合

1.98从图中查得螺旋角影响系Y2)计算当量齿数：

zv3zv4

zcoszcos

3343

25314104314

27.373)查图得齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE

480;大齿轮的弯曲疲劳强度极限

MPa;4)查图取弯曲疲劳寿命系

FN3

0.95,

FN4

5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,F3F4

KFN3SK4FNS

0.954801.40.911.4

325.71MPa162.5MPa6)计算载荷系数K.K

KKKKAV

1.41.271.837）查取齿形系数.--

Sa2Sa2查表得

Y

Fa

Y4

2.19.8）查取应力校正系数.查表得Y3

4

1.78639）计算大、小齿轮的

YYF

并加以比较.YY33F3YY44F4

2.561.6037325.712.19162.5

0.01260.02407大齿轮的数值大.(1)设计计算m

3

21.834293200.881251.58

2

14

mm2.96mm对比计算结,由齿面接触劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积有关,可取弯曲强度算得的模数2.96mm，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直dmm,算出小齿轮齿数n

3

3n

，大齿轮齿数

22.这样设计出的齿轮传动满足了齿面接触疲劳强度,满足齿根弯曲疲劳强度做到结构紧凑,避免浪费.5.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距

zzm12n2cos

(2377)32cos

153.05将中心距圆整为153mm.（2）修正螺旋角arccos

zzm12na

arccos

(2222

13.93

值改变不多，故参

、、等不必修正。H（3）分度圆直径：--

34

m3m4

3cos3cos13.93

238（4）齿轮宽度：d

取

4

3

6、轴的设计计算6.16.1.1轴的结构尺寸设计1.高速轴的功P2.97kw，转n960/11

mm，转矩29.551

m根据结构及使用要,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮,分七段,其中第5段为齿轮,如图6-1所示:图6-1高速轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为钢,热处理为调制处理,材料系数A为120。所以,有该轴的最小轴径为:

d

min

0

3

P1n1

120

3

2.97960

17.48mm此处最小直径显然是安装联轴器处的直径，选择半联轴器的孔径mm半联轴器长度mm，半联轴器与轴配合的毂孔长Lmm。其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表6-1

高轴构寸计--

、、阶梯轴段

设计计算依据和过程由半联轴器孔径确定

计算结果l略小于联轴器毂孔长度，毂孔长

d

11

mm第1段

Lmml3611

11

为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取第2段

dmm2段的直径为右端到联轴器左端距离为

，取端盖35,

d

26mm端盖总宽度为

30

l65

12

第3段

dmm根据，预选轴承7206CdDB30mm62mm16dl由轴承尺寸确定1312

mm

d13l13

3016查得7206C型轴承的定位轴肩高度第4段

3为，因此，取361416l4)50108mm2

dl14

36mm108mm第5段

d顶圆直mm15

d

15

mmlmm15

15

50

第6段

d

16

14

16

36

l16

5mm

16

5--

第7段

l17

d1713（7mm为套筒宽度）

1717

mm6.1.2高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为年，即12480小时。1计算轴承的径向载荷F

r

125.12计算的轴向载荷F176、dr12

0.68

2

85，此，

ae

Fd

355d1故FFa13求比值

85a1.37、2r1r2

F，因为角接触球轴e的最大值为0.56，故1、a2r1r2

均大于e。4初步计算当量动载荷P取f为1.2，XP(XFYF)258.870.871r1125.15求轴承应有的基本额定动载荷值CP11

60'h6

498

3

60960124806

4461NC

2

150.3

3

60960124806

1346初选的轴承为7206C，它的额定动载荷分别为KNKN,故符合条件。6.2轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分六段如图6-2所示:--

图6-2中间轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴因此其材料须与齿轮材料相同,均45钢,热处理为调制处理,取材料系数

。有该轴的最小轴径为:d

21

0

3

P2n2

120

3

2.85213.33

28.47mm因键槽开在中间，其影响不预考虑

标准化d

35其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表6-2中间轴构寸计阶梯轴段

设计计算依据和过程

计算结果d

21

0

3

2n2第1段

由轴承尺寸确定(轴承预选

d

357207CDmmlB30mm21

l第2段

d由齿轮孔径决定，d

40

d

40mml略小于齿轮宽度，l

48

l

48第3段

23

mm

23

48l23

l10mm23第4段

d

圆直径mml宽mm

l

68mmmm--

l由第5段

d

25

d23l10mm25

mm

l

48第6段

26

d

d2621B1

3530h

26

3526

6.36.3.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段如图6-3所示:图6-3低速轴考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45钢,热处理调质处理,取材料系数A0所以,有该轴的最小轴径为:d

3min

0

3

pn

33

120

3

2.7460.95

42.67显然此段轴是安装联轴器的，选择联轴器，取半联轴器孔径为

mm，故此段轴径为

31

mm半联轴器长Lmm半联轴器与轴配合的毂孔长度L84mm第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短，故l82其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表6-3低速轴构寸计阶梯轴段第1段

设计计算依据和过程4531l31(由联轴器宽度尺寸确定)

计算结果31l31第2段

为了满足半联轴器的轴向定位要求一段右端应制出一轴肩，故取2段的直径为32，

32l32

55--

、、端盖等因素确定，l32

55

mm根据

32

，预选轴承

7210C第3段

dDB承尺寸确定

mm

mm

mm，dl由轴3333

33

33

l2033第4段

mm33mm3435lL23536373333（L20)65mm

l

mm为箱体内壁轴向距离，为轴承端面至箱体内壁距离）d

35

d

34

565第5段

l10mm35

3535

mm第6段

取安装齿轮处的轴直径d

36

55段的长度略

36

55小于齿轮宽度，36

36

第7段

37

dd373h

50mm332949

d37l37

50mm49mm6.3.2低速轴的受力分析及计算轴的受力分析及载荷分析如图所示Ft

T3d4

2429.3210

3

2682NFrFt

tancos

2682

tancos

1009NFFtan2682tan14.64Na--

图6-4低速轴受分及矩从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，计算出的截面处MMM的值列于下表：

H

、载荷

水平面H

崔直面V支反力F

F

NH

930N,F

NH2

FNNV1FNV弯矩M

H

V1V2

N13578

总弯矩

MM

12

144221N110576

mmmm扭矩T

TN36.3.3减速轴的校核由手册查材料45钢的强度参数

]60MPa--

223223C截面弯扭合成应力：(0.6)

ca

M21

23W

144221429320)0.155

16.5]a由计算结果可见C截面安全。6.3.4减速轴上轴承选择计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为年，即52560小时。1）计算轴承的径向载荷F

793NF219Nr22）计算轴承的轴向载得d

0.68F

r

539、Fd2

0.68

r2

148.92N，此，aed2

Fd1故Fa13）求比值

148.92FFa1、FFr1r2

FF0.68，因为角接触球轴e的最大值为0.56，故、FFr1r

均大于e。4）初步计算当量动载荷P取f为1.2X0.41,YP(XF1pr

1

a

1

)1.27930.87818.92N1.2(0.41148.920.87)263.22N25）求轴承应有的基本额定动载荷值CP11

60'h106

1245

3

606012480106

4426C2

3

606012480106

N初选的轴承为7210C，它的额定动载荷分别32.8和3KN,故符合条件。7、各轴键、键槽的择及其校核因减速器中的键联结均为静联结因此只需进行挤压应力的校核.7.1带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选键B6X6,键长28,GB/T1096联结处的材料分别为:45钢(键)、45钢(轴)7.2--

按照轮毂处的轴径及轴长选键B12X8GB/T1096联结处的材料分别均为45钢此时,键联结合格.7.3低速级大齿轮处键按照轮毂处的轴径及轴长选键B16X10,键长56GB/T1096联结处的材料均为:45钢其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册[

p3

]110MPa

p3

T3dlk

56

46.46MPap3该键联结合格7.4按照联轴器处的轴径及轴长选键12X8,键长70,GB/T1096联结处的材料分别为:45钢(联轴器)、45钢(键)、45钢(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册

p

]

4

T3

704

4该键联结合格.8、联轴器的选择计8.18.1.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.1.2载荷计算转22.13N，查K，故计算转矩为Aca

K1.329.5538.415NA

8.1.3型号选择TL4弹性套柱销联轴器的许用转矩为63最大转速为5700rmin28，故合用。8.28.2.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.2.2载荷计算转矩T429.32N，查，故计算转矩为A--

ca

T1.3429.32NA

558.116N

8.2.3型号选择TL8型弹性套柱销联轴器的许用转矩为710，许用最大转速为3000r/min，轴径为45

mm

，故合用。9、减速器箱体及其件的设计9.1通气器为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用油面指示器选用游标尺M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.59.2起盖螺钉型号：GB70-85M10×40,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85M6X12,材料Q235中间轴轴承盖上的螺钉：GB70-85M8X20,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85M8×20,材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB5782～86M10×100，材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚

0.0250.02514.8258取(2)箱盖壁厚=0.02a+1=0.02×153.05+1=1取1(3)箱盖凸缘厚度b=1.5=1.5×8=1211(4)箱座凸缘厚度b=1.5=1.5×8=12--

(5)箱座底凸缘厚度b=2.5=2.5×8=202(6)地脚螺钉直径d=0.036a+12=0.036×153.05+12=17.5098(16)f(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径d=0.75d=0.75×16=13.15(取14)1f(9)盖与座连接螺栓直径d=(0.5-0.6)d=0.55×16=8.8２f(取10)(10)连接螺栓d的间距L=150-200２(11)轴承端盖螺钉直径d=(0.4-0.5)d=0.45×16=7.2(取8)3f(12)定位销直径d=(0.7-0.8)d=0.8×10=8２(13)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(14)外箱壁至轴承座端面的距离

C1C2﹙～10(15)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：(16)齿轮端面与内箱壁间的距离：mm(17)箱盖，箱座肋厚：m=8mm,m=8mm12(18)轴承端盖外径：D＋﹙～﹚整理成表9-1和表9-2表9