二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书.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设计说明书.精品文档.机械设计课程设计（二级斜齿轮减速器）学校 ：海南大学 学院：机电工程 专业：11机械电子工程2班 姓名：张良飞 学号：20110508310080 目 录一 课程设计书 二 设计要求 三 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. 键联接设计 四 参考资料 一. 课程设计书设计课题:传送带的初始拉力为2500N,传送带卷筒的直径为400mm,滚筒线速度为1.

2、30m/s,减速器为中批量生产,应用于矿山废料的运送,受中等冲击,机器要求最短使用时间为8年(每年按300天计算),每天两班制,试设计该减速器卷筒转速62.1 r/min二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.零件图2一3张(A3)。3.设计说明书一份。三. 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. 键联接设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器。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

3、. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大， 其传动方案如下： 图一:(传动装置总体设计图)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带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.960.970.960.850；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是用于矿山机械,采用闭式效率计算)。2.电动机的选择滚筒线速度为1.30m/s=62.1 r/min=1.04r/s.D=400mm=0.4mP=FV=(2500*1.30)/1000=3.25KW电动机所需工作功率为： PP

4、/3.25/0.759=3.824kw经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i925，则总传动比合理范围为i925,电动机转速的可选范围为nin=（925）*31.05=279.45776.25 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M18的三相异步电动机，额定功率为4kw，满载转速750 r/min，同步转速720r/min。方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比减速器1Y160M1-84750720118050012123.确定传动装置的总传动比和分配传

5、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n/n720/62.111.594 取=12（2） 分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。根据各原则，查图得高速级传动比为3，则44.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 720r/min720/4180r/min/180/5.9=60.5r/min=60.5 r/min（2）各轴输入功率40.963.84kW23.840.980.953.575kW23.5750.980.953.328kW24=3.3280.980.973.164kW则各轴的输出功率：0.98=3.7632kW0.98

6、=3.5kW0.98=3.2614kW0.98=3.1 kW（3） 各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95503.84/720=50.9 N所以: =38.20.96=36.672 Nm=50.90.96=48.864=48.86440.980.95=181.97Nm=181.975.90.980.95=999.54Nm=999.540.950.97=921 Nm输出转矩：0.98=47.89Nm0.98=178.3Nm0.98=979.55Nm0.98=902.6 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.84720

7、1轴3.843.763248.86447.897202轴3.5753.5181.97178.32403轴3.3283.2614999.54979.55624轴3.1643.1921902.6626.齿轮的设计（一）高速级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：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=424=96 . =14 =20 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初

8、步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本,选取区域系数 Z=2.433 由课本 则由课本计算应力值环数N=60nj =601801（28300）=4.14710hN= =4.4510h #(4为齿数比,即4=)查课本得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查课本由得： =189.8MP =1T=95.510=95.5103.84/720=5.110N.m Z=(COS14) =0.985 = 24(tan29.974-tan20.562)+96（ta

9、n24.038-tan20.562） 2=1.85 =124tan14/=1.905Z= (4-1.85) 3(11.905)+(1.9051.85) =0.9813.设计计算小齿轮的分度圆直径d计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=43.93mm计算摸数m 初选螺旋角=14计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.5=5.625 = =9.76计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由得动载系数K=1.07,查课本的表10-4得K:K=1.309查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:K

10、K K K K =11.071.21.309=1.681按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=43.93=45.86计算模数4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩5.1kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z42496计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos96/ cos14105.1 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得0.9 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本得:齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系

11、数Y1.596 Y1.774 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/96）cos141.636arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.91Y10.78 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt6072018300281.658810大齿轮应力循环次数N2N1/u1.658810/3.245.1210查课本 表10-20c得到弯曲疲劳强度极

12、限小齿轮 大齿轮查课本由得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，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=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=43.93.来计算应有的齿数.于是由:z=21.31 取z=22那么z=422=88 几何尺寸计算计算中心距 a=113.37将中心距圆整为110按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d

13、=55.78d=166.21计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=22速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=422=88 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本选取区域系数Z=2.45试选,查课本由10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71应力循环次数N=60njL=60193.241(2102508)=4.4510 N=1.9110由课本查得接触疲劳寿命系数K=0

14、.94 K= 0.97 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取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98550/1=517540.5查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=95.510=95.5102.90/193.24=14.3310N.m =65.712. 计算圆周速度 0.6653. 计算齿宽b=d=0.966=58.4取554. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.75=5.4621 =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0

15、.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.041.21.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=65.71计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩751.72kNm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z22，zi z42288（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数KKK K K K=11.041.21

16、.351.6848（6）当量齿数 zz/cos32/ cos1232.056 zz/cos66/ cos1274.797由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y（7） 螺旋角系数Y轴向重合度 2.03Y10.797（8） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4 计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，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=3mm但为了同时满足

17、接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=66来计算应有的齿数.z=22.34取z=22z=4x22=88 初算主要尺寸计算中心距 a=168.71将中心距圆整为168 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=67.48d=258.192 计算齿轮宽度圆整后取 7.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，转速，转矩P=3.326KW =62r/min=381.43Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =210 而 F= F= F F= Ftan=4348.160.246734=1072.84N圆周力F，径

18、向力F及轴向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取 取32输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度

19、应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有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基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7008C型.2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,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. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及

20、轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 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7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成

21、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,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。

22、抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =311.35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=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面左侧的弯矩M为 M=133560截面上的扭矩为 =295截面上的弯曲应力

23、 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=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=55 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-16=2050-20=30键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得：两者都合适取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979键3：2050 A GB/T1096-1979 五 参考文献机械设计教程 西北工业大学出版社 濮良贵机械零件手册 机械工业出版社 机械设计课程设计指导书（第2版）高等教育出版社