二级圆柱斜齿轮减速器说明机械设计课程设计.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流二级圆柱斜齿轮减速器说明机械设计课程设计.精品文档.二级圆柱斜齿轮减速器说明书机械设计课程设计目 录一、 机械设计课程设计任务书1.1机械设计课程设计的目的 31.2机械设计课程设计的题目 31.3机械设计课程设计的内容及要求 41.4机械设计课程设计的时间安排 4二、 设计步骤2.1传动装置总体设计方案 42.2 电动机的选择 52.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 62.4 计算传动装置的运动和动力参数 62.5齿轮的设计 72.6传动轴的设计及校核 142.7滚动轴承的设计及校核 232.8键联接设计 252.9箱体结构的设计 2

2、62.10润滑密封设计 282.11联轴器设计 28三设计小结 29四参考资料 29二、设计步骤2.1 传动装置总体设计方案根据工作工作条件、制造的经济性，选择齿轮减速器作为传动装置。同时考虑原动机转速较高，而工作要求转速又较低，因此传动比较大，故采用二级展开式圆柱齿轮减速器（图2-1）。此类减速器齿轮相对轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。图 2-1传动装置简图2.2 选择电动机2.3 齿轮的设计计算齿轮实用期限为10年（每年工作300天），两班制。（一）高速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮2）根据表2有关数据，

3、按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。3）材料选择。根据2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为200HBS4）取小齿轮齿数，故大齿轮齿数，取。5）选取螺旋角。初选螺旋角2、按齿面接触强度设计由2设计计算公式10-9a进行计算，即（1） 确定公式内的各个计算数值 1) 试选载荷系数。2) 计算小齿轮传递的转矩。由表2可知：3) 由表10-7选取尺宽系数=1。4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。5) 由图10-30选取区域系数6) 由图10-21d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

4、度极限 。7) 由图10-26查得；则：8）由式10-13计算应力循环次数。9）由图10-19取接触疲劳寿命系数;。10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度。3）计算齿宽b及模数。4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K使用系数=1,根据,7级精度, 由1图10-8得：动载系数K=1.05,由2表10-4得K=1.404 查2表10-13得: K=1.26查2表10-3 得: K=1.1.故载荷系数:6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得： d=d=37.189=37.3567）计算

5、模数（3） 按齿根弯曲强度设计 由2式10-17 1）确定计算参数计算载荷参数。根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数。查取齿形系数。由2表10-5查得：计算大小齿轮的,并加以比较。由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，由图10-18得，取,;取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。大齿轮的数值大。2）设计计算对此计算结果，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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm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=37.189来计算应有的齿数.于

6、是由:取，则，取。（4）几何尺寸计算1）计算中心距。a=122.643，将中心距圆整为123mm 。2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数,等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度。圆整后取；。5）结构设计。小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。（二）低速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮2）根据表2有关数据，按GB/T100951998，选择6级，齿根喷丸强化。3）材料选择。根据2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（正火）

7、，齿面硬度为200HBS4）取小齿轮齿数，故大齿轮齿数，取。5）选取螺旋角。初选螺旋角2、按齿面接触强度设计由2设计计算公式10-9a进行计算，即（2） 确定公式内的各个计算数值 8) 试选载荷系数。9) 计算小齿轮传递的转矩。由表2可知：10) 由表10-7选取尺宽系数=1。11) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。12) 由图10-30选取区域系数13) 由图10-21d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 。14) 由图10-26差得；则：8）由式10-13计算应力循环次数。9）由图10-19取接触疲劳寿命系数;。10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S

8、=1，由式10-12得(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度。3）计算齿宽b及模数。4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K使用系数=1,根据,7级精度, 由机械设计图10-8得：动载系数K=1.05,由2表10-4得K=1.40 查2表10-13得: K=1.34查2表10-3 得: K=1.1.故载荷系数:6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得： d=d=64.927=64.6427）计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计 由2式10-17 1）确定计算参数计算载荷参数。根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数。查

9、取齿形系数。由2表10-5查得：计算大小齿轮的,并加以比较。由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，由图10-18得，取,;取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。大齿轮的数值大。2）设计计算对此计算结果，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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm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=64.927来计算应有的齿数.于是由:取，则，取106。（4）几何尺寸计算1）计算中心距。a=170.05，将中心距圆整为171mm 。2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参

10、数,等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度。圆整后取；。5）结构设计。小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。有关数据如表2：表2 齿轮的有关数据 参数名称高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数1910026106尺宽（mm）50457065分度圆直径39.277206.72367.364274.636齿顶圆直径43.207210.65372.220279.492齿根圆直径34.561202.00761.537268.809模数（mm）2.02.5螺旋角（）14.65215.2232.6 轴的设计及校核1）低速轴的设计（1） 求输出轴上的功率，转速和转矩 ，Nmm（

11、2） 求作用在齿轮上的力（3） 初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据 表15-3，取，于是得联轴器的计算转矩，取 Nm选用TL9型的弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1000Nm，半联轴器的孔径为50mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 （4）轴的结构设计 1）拟定轴的装配方案（如上图所示） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 根据联轴器的直径要求，取，为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端制作出一轴肩，故取2-3段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，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1-2段的

12、长度应比毂孔长度略短一些，先取。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7212，其尺寸为dDT=6011022mm，故。取安装齿轮处的轴段6-7的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。取。齿轮的右端采用轴肩定位，故取，。根据轴承端盖的宽度取。根据右端轴承的轴向定位，取。对照与中间轴的齿轮啮合位置，取。3） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按由表6-1

13、查得平键为201256mm，同时为了保证在工作条件下键的强度，经过计算得，应取双键，对称布置，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为161056mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6.2）中间轴的设计（1） 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取，于是得 （2）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 据最小许用直径以及轴承的规格，取，故，。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故

14、选用单列角接触球轴承。由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7208，其尺寸为dDT=408018mm，。轴承的宽度为40mm，故可知齿轮宽度，在2-3段，齿轮的轮毂长度为70mm，取。在4-5段，齿轮的轮毂长度为56mm，取。3）轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位采用平键连接，由表6-1查得该轴上的平键2-3为14950mm，平键4-5为14936mm，和与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸倒角为2mm，倒圆半径均为5mm。3)高速轴的设计（1） 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45

15、钢，调质处理，根据表15-3，取，于是得联轴器的计算转矩，取 Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，但同时需要满足另一半联轴器需连接与电动机一端，故另一端孔径为20mm，所以选用TL4，其许用半联轴器孔径为20mm，故取，半联轴器长度为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。 （2）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 根据联轴器的直径要求，取，为了满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段左端制作出一轴段，故取2-3段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为36mm，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1-2段的长度应

16、比毂孔长度略短一些，先取。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7206，其尺寸为dDT=306216mm，故，取。选用齿轮轴，故齿轮处直径。根据齿轮安装位子及尺寸，取，。 3）轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键为6624mm，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸1处、7处倒角为2mm。4） 高速轴承的校核（1

17、）做轴的计算简图（力学模型）首先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图5-1a所示。然后求出各支承处的水平反力垂直反力。（2）做出弯矩图根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按下式计算总弯矩并做出图。由表2可得：工作轴转矩。由表3得 ,斜齿轮分度圆直径。根据得又根据2page198（式10-14）得： 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7206C型的角接触球轴承,a=14.2mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.从

18、动轴的载荷分析图: 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截

19、面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=3593.7抗扭系数 =0.2=0.2=7187.4截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =27590截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=10.34S48.34S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=4106.36抗扭系数 =0.2=0.2=8212.73截面左侧的弯矩M为 M

20、=34097.3截面上的扭矩为 =27590截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=11.83S55.25S=1.5 所以它是安全的2.7 轴承的选择及校核1. 轴承的选择由于轴上安装的零件有斜齿轮，对轴有轴向的作用力，因此采用角接触球承支撑轴，再根据最小轴段的轴径查标准（GB/T297-1944）选取相应的轴承型号，见表3。表3 各轴的轴承的选择轴名轴1轴2轴3轴承型号7206C7208C7212Cd(mm)304060D(mm)6280110B(mm)1618222高速轴轴承的校核查标准GB/T

21、297-1994可知角接触球轴承7206A的基本额定动载荷 kN，基本额定静载荷 kN,轴向动载荷系数。()sdx () 124 51(a)(b) (c)图7-1轴系3部件的受力情况(1) 计算轴承受到的径向载荷和将轴系3部件受到的空间力系分解为铅垂面（图7-1b）和水平面（图7-1c）两个平面力系。其中，图7-1c中的为通过另加转矩而平移到指向轴。图7-1中各力的值已在轴的弯扭合成强度校核中求出，具体如下 N N N N NN N则 N N(2) 计算轴承当量动载荷和所以 e = 0.55 Y = 1.02因为查2表13-6取载荷系数。根据当量动载荷计算公式计算轴承的当量动载荷： N因为根据

22、当量动载荷计算公式因此，取(4)验算轴承寿命 轴承预期寿命 h轴承的基本额定寿命 h故所选轴承满足寿命要求。2.8 键的设计及校核（1）中间轴上键的设计：该处轴的直径，查1表8-61得：键宽；键高；取键长为50,取键长为36（2）低速轴上键的设计： 装齿轮处轴的直径，查1表8-61得：键宽；键高；取键长为56.与联轴器处轴的直径，查1表8-61得：键宽；键高；取键长为56.(3) 高速轴上键的设计及校核：该处轴的直径，查1表8-61得：键宽；键高；取键长为24所以可得：工作长度： 键与轴的接触长度：又由上述表2得，故根据2page106校核公式： 得：故该键符合要求。2.9 箱体结构的设计减速

23、器的箱体选用灰铸铁HT200铸造制成，为了有利于多级齿轮传动的等油面浸油润滑箱体采用剖分式结构。1、考虑箱体要有足够的刚度在箱体上加加强肋，增强了轴承座刚度。有关数据见表5（下同）。2、考虑到箱体内零件的润滑，采用密封散热。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6.3，采用密封油胶或水玻璃进行箱体的密封。3、箱体结构有良好的工艺性.箱体壁厚取10mm，箱盖壁厚取9.5mm，外圆角半径为R=5mm。箱体外型简单，拔模方便。4、箱体附件的设计（1）

24、视孔盖和检查孔为了检查传动件啮合情况、润滑状态以及向箱体内注油，在箱体盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。盖板材料选用铸铁。盖板用铸铁制成，并用M6的螺钉紧固，有关数据见表5.（2）排油孔螺塞为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部油池最低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住。排油孔螺塞材料选用Q235，封油垫材料选用石棉橡胶纸。排油孔螺塞的直径根据1可知，取箱座壁厚的2-3倍，故取d=20mm。（3）油标油标用来指示箱内油面的高度，在此选用杆式油标（游标尺）。杆式油标上有按最高和最低油

25、面的确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由其上的油痕判断油面高度是否适当。油标应安置在油面稳定及便于观察处。（4）通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气体的气压不会因减速器运转时的温升而增大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。通气器结构应具防止灰尘进入箱体以及足够的通气能力。在此，选择钢制通气器，并焊接在钢制检查孔盖板上。（5）起盖螺钉箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉的直径一般与箱体凸缘联接螺栓直径相同，其螺纹长度大于箱体凸缘的厚度，材料为35号钢并通

26、过热处理使硬度达HRC28-38.(6) 定位销为确定箱座与箱盖的相互位置。保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。取销的直径（小端直径），为箱座、箱盖凸缘联接螺栓的直接。故其直径；取其长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于装卸。（7）起吊装置吊环装置装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖箱座。在此直接在箱盖上铸出吊耳环提吊箱体，以便减少机工加工量。（8）轴承盖选用螺钉联接式的轴承盖结构形式。材料为Q235，当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。以上有关数据见下表表5

27、 减速器箱体及附件主要结构尺寸关系名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9.5箱盖凸缘厚度14.25箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径16地脚螺钉数目查机械设计课程设计表4-66轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8至外机壁距离查械课程设计指导书表430 20 18至凸缘边缘距离查械课程设计指导书表426 16外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.220齿轮端面与内机壁距离15机盖，机座肋厚8 8.5轴承端盖外径+（55.5）

28、75 75 80大齿轮顶圆与内机壁距离75 75 802.10 润滑及密封设计经上述计算可知，低速轴上齿轮转速大于2m/s，故选用浸油润滑，由1查得，箱体内油深保持在3050之间，当减速器工作时，浸油齿轮圆周转动飞溅形成油雾，在箱体壁上聚集，通过导油槽导入轴承，齿轮等工作元件，起到润滑的目的。由1表8-152查得，选用SH/T0017-1990润滑油。在轴承端盖与轴结合处采用毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质灰质等侵入 轴承室的密封效果。箱盖、箱座之间采用涂密胶（水玻璃）密封。检查孔盖板、排油螺塞、油标、与箱体的接合面间采用纸封油垫

29、加以密封。2.11 联轴器的选择（1）类型选择为了隔离或减小振动和冲击，选用弹性柱销联轴器（2）确定联轴器轴孔直径 1）输入轴上联轴器的选择由上述可得，选择电机转速为1500r/s，型号为Y132S-4，查1 表8-171得，最小直径d=30mm，故为满足联接，放大联轴器轴孔直径，取，根据轴的直径及轴的转矩T=27.75 选用型号为HL4的联轴器。2）输出轴上联轴器的选择 根据计算得输出轴的转矩T=559.86，查1 表8-171，选用型号为HL9联轴器，又因输出轴直径为50，故取联轴器的轴孔直径为50，满足国标规定。三、设计小结短短几周的机械设计课程设计，不仅知道设计一个减速箱的步骤、过程，

30、清楚减速器有哪些组成部分，而且看到了自己的许多不足，有时考虑的不周到，导致装配出现问题，必须重新设计计算；又因为缺乏实际操作，对一些经验设计很陌生，不知道如何下手。在设计过程中，还会遇到以下问题：1）对设计计算公式陌生，不知道用哪个计算公式计算；2) 不清楚哪些尺寸需要标注公差、粗糙度的选择、配合公差的选择等；3）材料的选择，零件的工艺等。因为缺乏实践的缘故，在此次设计过程中，对老师的依赖还是比较大的。但是在整个过程中，加强了自学、自主能力。并且很好的将以前学的知识串联起来了，将课堂上学的抽象的理论用在实践当中，认识到即使一个看起来简单的小小的减速器设计起来并不容易，特别是在要求设计精准，工作性能好的前提下。在这次设计过程中，我还看到，要成为一名优秀的设计工程师，不仅要有强硬的理论知识，丰富的实际操作经验，而且还必须有严谨的思维。四、参考文献1 陈秀宁， 施高义. 机械设计课程设计（第二版）. 杭州： 浙江大学出版社， 19952 濮良贵， 纪名刚. 机械设计（第八版）. 北京高等教育出版社， 20063 大连理工大学工程画教研室. 机械制图（第五版）. 北京： 高等教育出版社20034 杨沿平. 机械精度设计与检测技术基础. 北京： 机械工业出版社， 20045 成大先. 机械设计手册. 北京： 化学工业出版社， 2004