二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器--课程设计.doc

二级展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 目录一、第一章节1（一）、课程设计的设计内容1（二）、电动机选择2（三）、确定总传动比及分配各级传动比3二、第二章节5（一）、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级5（二）、轮齿校核强度计算51、高速级52、低速级9三、第三章节（一）减速器轴及轴承装置、键的设计1、轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计2、轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计3、轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计（二）润滑与密封 (三)箱体结构尺寸 设计总结 参考文献第 30 页 共 32 页一、 第一章节 （一）、 课程设计的设计内容1、设计数据及要求（1）、F=4800N d=500mm v=1.25m/s 机器年产量：小批； 机器工作环境：有粉尘；机器载荷特性：较平稳； 机器的最短工作年限：8年；其传动转动装置图如下图1-1所示。图1.1双级斜齿圆柱齿轮减速器（2） 课程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：小批量生产。 （二）、 电动机的选择1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。2、工作机所需的有效功率由文献7中3.1试得 式中：P工作机所需的有效功率（KW） T运输带所需扭矩（Nm） n运输带的转动速度3、 电动机的功率选择根据文献【2】中查得联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒 传动装置的总共率：电动机所需的工作功率：电动机工作功率： 卷筒轴工作的转速： 确定电动机的转速 电动机转速的可选范围： 取1000。4、选择电动机选电动机型号为Y132M4，同步转速1500r/min，满载转速970r/min，额定功率7.5Kw （三）、 确定总传动比及分配各级传动比1、传动装置的总传动比式中：总传动比 电动机的满载转速（r/min）2、 分配传动比 故 ， 3、各轴的转速计算 4、 各轴输入功率计算 5、电机输出转矩：6、各轴的转矩 轴 名 功率P/Kw 转矩T/N/m 转速n/r/min 传动比 i 效率 /%输入输出输入输出电 机 轴6.50864.079701.099 轴6.5086.44364.0763.439705.3198 轴6.4436.12563.43323.42182.67 3.79 97 轴6.1255.942323.421165.2248.20 轴5.9425.7651165.221130.5047.771.096 二、 第二章节 （一）、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC，齿轮均为硬齿面。选用7级精度。（二） 、轮齿传动校核计算1、 高速级(1)、传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得： 式中各参数为：（1.1）、小齿轮传递的转矩：（1.2）、初选=24, 则 式中： 大齿轮数； 高速级齿轮传动比。（1.3）、由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数。（1.4）、初取螺旋角。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献1 P140图8.21取重合度系数=0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数（1.5）、初取齿轮载荷系数=1.6。（1.6）、齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为 ，由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数=2.592，=2.211 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数=1.596，=1.774（1.7）、许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 由参考文献1 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数=1.4。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；齿轮工作时间。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 （2）、计算传动尺寸（2.1）、计算载荷系数 由参考文献1 P130表8.3查得使用 由参考文献1 P131图8.7查得动载系数 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数； 由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则 （2.2）、对进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 （2.3）、计算传动尺寸。中心距 圆整为156mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 ， 式中： 大齿轮齿厚； 小齿轮齿厚。(3)、校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式中各参数：（3.1）、齿数比。 （3.2）、由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 （3.3）、由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 （3.4）、由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 （3.5）、由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 （3.6）、由参考文献1 P145公式8.26计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图8.28（）分别查得， ； 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。2、低速级 （1）、传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得： 式中各参数为：（1.1）、小齿轮传递的转矩：（1.2）、初选=24, 则式中： 大齿轮数； 低速级齿轮传动比。（1.3）、由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数（1.4）、初取螺旋角。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献1 P140图8.21取重合度系数=0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数（1.5）、初取齿轮载荷系数=1.6。（1.6）、齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为 ，由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数=2.592，=2.211 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数=1.596，=1.774（1.7）、许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 由参考文献1 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数=1.4。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；齿轮工作时间。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 （2）、计算传动尺寸（2.1）、计算载荷系数 由参考文献1 P130表8.3查得使用 由参考文献1 P131图8.7查得动载系数； 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数； 由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则 （2.2）、对进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 （2.3）、计算传动尺寸。中心距 圆整为129mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=55mm 取 ， 式中： 大齿轮齿厚；小齿轮齿厚。（3）、校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式中各参数： （3.1）、齿数比。 （3.2）、由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 （3.3）、由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 （3.4）、由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 （3.5）、由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 （3.6）、由参考文献1 P145公式8.26计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图8.28（）分别查得， ； 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。 三、第三章节（一）、减速器轴及轴承装置、键的设计1、轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计（1.)、输入轴上的功率转矩(1.)、求作用在齿轮上的力 (1.)、初定轴的最小直径a选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，查机械设计手册，选用HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L42，半联轴器与轴配合的毂孔长度。 （1.）、轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）、为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，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，故的长度应该比略短一点。取（2） 、初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号6205轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 (3)、取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承 的拆卸,轴段4的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定（4）、轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大于,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，（5）、取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得(6)、参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置（1、5）、受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上（）、在垂直面上故总支承反力GE（3）、计算弯矩并作弯矩图 ）水平面弯矩图 ）、垂直面弯矩图 buqintg ）、合成弯矩图 （4）、计算转矩并作转矩图 （ 5）作受力、弯距和扭矩图： （6）、选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型） 齿轮：选普通平键 （A型） 联轴器:由式，查表，得 ，键校核安全齿轮: 查表62，得 ，键校核安全（7）、按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全（8）、校核轴承和计算寿命1）、校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0400.080之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命2）、校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命2 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计（2、1）、 中间轴上的功率,转速转矩（2、）、求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: （2.）、初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径（2.4）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初选型号6208的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，2 )、轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取3)、轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大于,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，4）、参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。中间轴的结构布置（2.5）、轴的受力分析、弯距的计算1）、计算支承反力;水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)、计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)、计算转矩并作转矩图（2.6）、作受力、弯距和扭距图（2.7）、选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2）高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键（A型） ， 由式，查表，得 ，键校核安全（2.8）、按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取 由表查得，校核安全。（2.9）、校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计（3.1）、 输入功率转速转矩（3.2）、 第三轴上齿轮受力（3.3）、初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，查机械设计手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L42，半联轴器与轴配合的毂孔长度。 （3.4）、轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）、为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，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，故的长度应该比略短一点。取 （2 ） 、初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号30213圆锥滚子轴 承，其尺寸为 ，基本额定动载荷基 本额定静载荷，故 ,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取(3)、取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑 轴承 的拆卸,轴段4的直径应根据30213的深沟球轴承的定位轴肩直径确定 （4）、轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装 应略大于,可取.齿轮左端用套筒 固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽 相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6 的直径, 轴肩高度,取,故取为减小应 力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据20213的深沟球轴 承的定位轴肩直径确定,即， （5）、取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得(6) 、参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。 输出轴的结构布置（1、5）、受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上（）、在垂直面上故总支承反力（3）、计算弯矩并作弯矩图 ）水平面弯矩图 ）、垂直面弯矩图 ）、合成弯矩图 （4）、计算转矩并作转矩图 （ 5）作受力、弯距和扭矩图： （6）、选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型） 齿轮：选普通平键 （A型） 联轴器:由式，查表，得 ，键校核安全齿轮: 查表62，得 ，键校核安全（7）、按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全（8）、校核轴承和计算寿命1）、校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0400.080之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全 该轴承寿命2）、校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命十.润滑与密封1润滑方式的选择 因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离229 mm两齿轮端面距离4=55 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm十二.设计总结十三.参考文献1机械设计课程第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年 2机械设计课程设计 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年3机械设计师袖珍手册 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年4实用机械设计手册上中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年 5机械原理第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007