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单级斜齿圆柱齿轮减速器设计讲解 机械设计基础课程设计说明书课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 专业： 班级： 学号： 设计者： 指导老师： 目录 一课程设计书3二设计步骤3 1. 传动装置总体设计方案 4 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 齿轮的设计 6 6. 滚动轴承和传动轴的设计 11 7. 键联接设计 15 8. 箱体结构的设计 17 9.润滑密封设计 18 10.联轴器设计 20 11. 联轴器设计21 三设计小结21 四参考资料22 一、课程设计书 设计题目:带式输送机传动用的单级斜齿圆柱齿轮减速器 工作条件：工作情况：两班制，每年300个工作日，连续单向运转，有轻度振动； 工作年限：10年； 工作环境：室内，清洁； 动力来源：电力，三相交流，电压380V； 输送带速度允许误差率为±5%；输送机效率w=0.96； 制造条件及批量生产：一般机械厂制造，中批量生产。 -表一: 题号 1 参数 运输带工作拉力（kN） 1.5 运输带工作速度（m/s） 1.7 卷筒直径（mm）260 设计任务量：减速器装配图1张(A1)；零件图3张(A3)；设计说明书1份。 二、设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 7、校核轴的疲劳强度 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 1.传动装置总体设计方案: 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 传动装置的总效率 a =123240.876； （为V带的效率）=0.95,28（级闭式齿轮传动）=0.97 1 （弹性联轴器）=0.99 3（滚动轴承）=0.98， 4 2.电动机的选择 电动机所需工作功率为： P P /3.032kW, 执行机构的曲柄转速为n D 60v 1000?=124.939r/min ， 现将两种电动机的有关数据列表与下表比较： 方案 电动机型号 额定功率/kw 同步转速（r/min ） 满载转速（r/min ） 总传动比i I Y132M1-6 4 1000 960 7.684 II Y112M-4 4 1500 1440 11.525 Y 由上表克制方案II 总传动比过大，为了能合理的分配传动比，是传动装置结构紧凑，决定选用方案I ，电动机型号Y132M1-6。 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1） 总传动比 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为a i n /n 7.684 （2） 分配传动装置传动比 a i 0i ×i 式中10,i i 分别为带传动和减速器的传动比。 为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i 3.17，则减速器传动比为i 0/i i a 2.424 4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速 I n 0/i n m 302.839r/min n 1/i n 124.934r/min （2） 各轴输入功率 P d p ×12.88kW P p ×2×32.682kW P III =P ×3×42.576kw （3） 各轴输入转矩 1T =d T ×0i ×1 N·m 电动机轴的输出转矩d T =9550 m d n P =30.162 N·m 同理: T d T ×0i ×1 =90.833N·m T T ×1i ×1×2=205.013N· m T III T ×0.98=196.903 N·m 轴号 转速n/min 功率kw 转矩n/m 传动比i 0 960 3.032 30.162 3.170 I 302.839 2.880 90.833 2.424 I I 124.934 2.682 205.013 1 I I I 124.934 2.576 196.902 1 5.齿轮的设计 （一）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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 235HBS 取小齿齿数1Z =24 高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 190HBS Z 2=i ×Z 1=58.176 取Z 2=59 齿轮精度 按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2 1 3 1) (12H E H d t t Z Z u u T K d ?±? 确定各参数的值: 试选t K =1.6 选取区域系数 Z H =2.5 a=1.655 计算应力值环数 N 1=60n 1j h L =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h N 2=4.45×108h #(5.96为齿数比,即5.96=1 2 Z Z ) 查得：K 1H N =0.93 K 2H N =0.96 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: H 1=S K H HN 1 lim 1=0.93×550=511.5 MPa H 2= S K H HN 2 lim 2=0.96×450=432 MPa 许用接触应力 MPa H H H 75.4712/)4325.511(2/)(21=+=+= 查课本表3-5得：E Z =189.8MP a d =1 T=9.55×105×11/n P =4.47×104N.m 3.设计计算 小齿轮的分度圆直径d t 1 2 1 3 1) (12H E H d t t Z Z u u T K d ?+? =52.494 计算圆周速度 =?=1000601 1 n d t 0.8324m/s 计算齿宽b 和模数nt m 计算齿宽b b=t d d 1?=52.494mm 计算摸数m n 初选螺旋角=12? nt m = mm Z d t 00.224 14 cos 42.46cos 11=?= 计算齿宽与高之比h b 齿高h=2.25 nt m =4.813mm h b =46.42/4.5 =10.907 计算纵向重合度 =0.3181Z d tan =1.622 计算载荷系数K 使用系数A K =1 根据s m v /62.1=,7级精度, 查课本得 动载系数K V =1.07, 查课本K H 的计算公式: K H =)6.01(18.012.12d + 2 d ?+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6?1) ×1+0.23×103-×46.42=1.33 查课本得: K F =1.35 查课本得: K H =F K =1.2 故载荷系数: K K K K H K H =1×1.07×1.2×1.33=1.71 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 1=d t 1t K K /3 =50.64mm 计算模数n m n m = mm Z d 04.224 14 cos 64.50cos 11=?= 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 n m )(cos 212 213 F S F a d Y Y Z Y KT ? ? 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩47.58kN·m 确定齿数z 因为是硬齿面，故取z 24，z i z 5.96×24143.04 传动比误差 i u z / z 143.04/245.96 i 0.0325，允许 计算当量齿数 z z /cos 24/ cos 314? 26.27 z z /cos 144/ cos 314?158 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数K K K K K K =1×1.07×1.2×1.351.73 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y 查得: 齿形系数Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数Y 1.596 Y 1.774 重合度系数Y 端面重合度近似为1.88-3.2×（ 2 11 1Z Z + ）cos 1.883.2×（1/241/144）×cos14? 1.7 arctg （ tg /cos ）arctg （tg20/cos14?）20.64690 14.07609 因为/cos ，则重合度系数为Y 0.25+0.75 cos /0.673 螺旋角系数Y 轴向重合度 09 .214sin 42.46?o 1.675, Y 10.82 计算大小齿轮的 F S F F Y 安全系数由表查得S 1.25 工作寿命两班制，8年，每年工作300天 小齿轮应力循环次数N160nkt 60×271.47×1×8×300×2×86.255×10 大齿轮应力循环次数N2N1/u 6.255×10/5.961.05×10 查课本得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮a FF MP 5001= 大齿轮a FF MP 3802= 查课本得弯曲疲劳寿命系数: K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= 14.3074 .1500 86.011=?=S K FF FN F 2=43.2524 .1380 93.022=?=S K FF FN 01347 .014.307596 .1592.2111=?=F S F F Y 01554 .043 .252774 .1211.22 22=?= F S F F Y 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 1 计算模数 mm mm m n 25.1655 .124101554 .014cos 78.01076.473.122 243 =? 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =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 1=50.64mm 来计算应有的齿数.于是有: z 1=24.57 取z 1=25 那么z 2=5.96×25=149 几何尺寸计算 计算中心距 a= cos 2)(21n m z z +=? ?+14cos 22 )14925(=147.2mm 将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 8.142 .14722 )14825(arccos 2)(21 =?+=Z +Z n m 因值改变不多,故参数,k ,h Z 等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d 1=8 .14cos 2 25cos 1?= n m z =42.4mm d 2=8 .14cos 2 149cos 2?= n m z =252.5mm 计算齿轮宽度 B=mm mm d 4.424.4211=?= 圆整的 502=B 551=B 6.传动轴承和传动轴的设计 1. 传动轴承的设计 . 求输出轴上的功率P 1，转速n 1，转矩T 1 P 1=2.93KW n 1=626.9r/min T 1=43.77kn m . 求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为 d 1=42.4mm 而 F t =2064621 1 =d T F r = F t N o o n 5.773886.13cos 20tan 20646cos tan =?= F a = F t tan =20646×0.246734=5094.1N . 初步确定轴的最小直径 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取112=o A mm n P A d o 73.1831 1 min =