一级圆柱斜齿轮设计计算说明书.doc

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1、机械设计课程设计设计计算说明书一级链式圆柱齿轮减速器的设计 班 级 ：12机制班 姓 名 ：景珍科 学 号： 学习小组 ： 同组成员 ： 指导教师 ：陈晓斐 赵国兴 目 录一、设计任务 1二、传动方案的拟定及说明 1三、电动机的选择 2四、计算传动装置的运动和动力参数 4五、链传动的设计计算 六、齿轮传动的设计计算 5七、轴的设计计算 9联轴器的选择轴承的选择八、滚动轴承的校核 14九、键的选择及强度校核 15十、联轴器的选用十一、减速器的润滑方式和密封类型的选择 15 十二、箱体设计及附属部件设计 15十三、端盖设计 16参考文献一、设计任务设计题目：链式提升传动装置某车间用链式提升装置，电

2、动机驱动齿轮减速器传至链传动到提升链。传动简图：vF124531. 电动机 2. 联轴器 3. 减速器 4. 链传动 5. 提升链原始数据及工作条件：单向运转，有轻微冲击，双班制工作，提升链速度允许误差5%。已 知 参 数单 位设 计 方 案12345678提升链曳引力 FKN2.52.83.03.23.43.53.22.9提升链速度 vm/s1.21.110.950.890.850.901.1提升链轮直径 Dmm200200200200200200180180每天工作时间h使用年限y二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置的简图所示，传动方案采用圆柱斜齿轮减速箱。工作机采用链式传动。单向转

3、动，双班制工作，提升链速度允许误差5%三 电动机的选择计算2.1电动机容量的选择电动机功率的选择（1） 传动装置的总功率：cy：输送机滚筒效率 cy=0.96b：一对滚动轴承的效率 b=0.98g：闭式圆柱齿轮传动效率 g=0.97c：联轴器效率 c=0.994w：传动卷筒效率 4w=0.96h：为滚子链传动效率（闭式） h=0.91则：01=c=0.99 23=gb=0.970.99=0.960312=b=0.99 34=h=0.96 4w=0.96则：=0.789（2）电机所需的工作功率：工作机所需功率： Pw=FV/(1000)=3*11000 =3KW电动机的输出功率： 则Pd=Pw/

4、=3/0.789=3.8023KW (3)确定电动机转速：卷筒轴的转速为：nw=601000V/D=6010001/200=95.54r/min 一般机械中，按推荐的合理传动比范围 , 单级齿轮传动比为35，则合理的总传动比为35，则nd =in=(35) 95.54=286.62477.4rmin 初步选定同步转速为750r/min或1000r/min的电动机。 查表可得如下两种方案表 21 两种方案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外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mm1Y132M1-64100096020402Y160M1-847507202040

5、图2-2 电动机的有关参数比较后可以看出：方案2选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为7.257，故选方案1较为合理。Y160M1-8型三相异步电动机的额定功率Pe=4KW，满载转速nm=750r/min。查表可得电动机中心高H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为D=20mm，E=40mm。四 运动参数及动力参数计算 0轴(电动机轴)：n0=nm=960/minP0=Pd=2.68KWT0=9550P0/n0=95502.68/960=26.66 Nm1轴(减速器高速轴)：n1=n0/i01=960r/minP1=Pdc=2.680.99=2.653KWT1=9

6、550P1/n1=26.392 Nm3轴(减速器低速轴)：=mn/i1=417.391r/minP3=P1gb=2.522KWT3=9550P2/n2=58.939 Nm4轴(输送机滚筒轴): =n3/if=181.475r/minP4=P3b=2.249KWT4=9550p3/n3=118.352 Nm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：表3.1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率P/KW转矩T/N.m转速n/（r/min）效率0轴2.6826.6696011轴2.65326.3929602.33轴2.52258.939417.3914轴2.249118.352181.475五

7、链传动的设计计算1 选择链轮齿数 根据传动比为i=2.3初步选定小链轮的齿数Z3=25，则大连轮的齿数Z4=iZ3=252.3=57.5，取整数为57.2 确定计算功率由查表可知该链传动属于中等冲击，故取工况系数KA=1.4，这里设计的为单排链。则计算功率为： Pca=KAP3=1.42.191=3.067KW3 选择链条型号和节距 估计此链条传动工作于机械设计基础书图13-33图左侧 采用单排链，km=1.0，故 查表的10A链的传动功率为4.5KW ,故采用10A链条,节距p=15.875。 6 计算实际中心距 a5 计算链速v，确定润滑方式 v=(n3Z3P)/601000 =417.3

8、912515.875/(601000) =2.761m/s6 计算压轴力Fq 取有效圆周力为：Fe=1000P3/v=10003.067/2.7611110.829N则压轴力为： Fq=1.3Fe=1.31110.829=1444.078N7 确定链轮主要结构尺寸链轮齿形 （齿形按3R GB1243-1997规定制造）三圆弧一直线齿形（或凹齿形）机械设计手册 表13-14，P585链轮的基本参数和主要尺寸（机械设计书 表9-3）链条节距P=25.4mm 齿数Z3=21 Z4=74套筒的最大外径d1=15.88mm小链轮： 分度圆直径d3=P/sin(180。/Z3)=126.66mm 齿顶圆直

9、径da3min=d3+P(1-1.6/Z3)-d1=131.359mm da3max=d3+1.25P-d1=136.34mm大链轮： 分度圆直径 d4=P/sin(180。/Z4)=288.01mm 齿顶圆直径 da4min=d4+P(1-1.6/Z4)-d1=293.279mm da4max=d4+1.25P-d1=297.694mm六 圆柱斜齿轮传动的设计 齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达150ms(最高300ms)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。 5.1 齿轮参数计算（参照机械设计书 P218） 1、选精度等级、材料及齿

10、数 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 查表选择小齿轮45钢（调质热处理）平均硬度235HBs ， 大齿轮45钢（正火热处理）平均硬度190HBs， SH=1.2 ，SF=1.3 选择初选螺旋角=,13度，取Z2=26，Z3=Z2i23=263.155=82,故实际传动比为i=3.155.2、按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即d2t（1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数kt=1.2。2) 查阅图10-30查得，选取区域系数zH=2.5。3) 查阅图10-19可得，接触疲劳寿命系数kHN1=0.9，kHN2=0.954) 查阅图10-21d

11、可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=590Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=380Mpa5) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数s=1机械零件设计手册=590/1.2491.667 Mpa=380/1.2316.667 MpaH=(491.667+316.667)/2=404.167Mpa6) 查阅P205表10-7可得，选取持宽系数=1.17) 查阅P201表10-6可得，材料的弹性影响系数zE=189.8 齿轮材料为锻钢，ZH=2.5(标准齿),zB=0.9878) 小齿轮传递的转矩 T1=26.392 Nmm，u=3.155（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计

12、算公式d2t得d2t54.944mm,取55mm1) 计算圆周速度v=2.761m/s2) 计算齿宽b及模数mn.b=dd2t=154.944=60mm mn=2.05mmh=2.25mnt=2.252.5=5.625mm=21/5.625=3.733) 计算模数mtmt=2.053（3）.几何尺寸计算 中心矩a=110mm圆整中心矩 a=135mm 按圆整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=10.942=因值改变不多，故参数、zH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径d2=55mmd3=167mm 计算齿轮宽度b=60mm圆整后取 B2=65mm，B3=60mm 斜齿轮传动各参

13、数见表5-1。名称符号计算公式高速齿轮数值低速齿轮数值螺旋角13法面模数2端面模数2.05法面压力角20法面顶高系数1法面顶系数0.25分度圆直径d55167齿跟高=（+）2.52.5齿顶圆直径63175齿根圆直径50162标准中心距a=110表5-1 斜齿轮参数表七 轴的设计 机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许多因素。6.

14、1 轴的概述一、 轴的分类按轴受的载荷和功用可分为： 1.心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如.车辆轴和滑轮轴。 2.传动轴：只承受扭矩不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴,主要用于传递转矩。如汽车的传动轴。 3.转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。二、 轴的材料 主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取：1. 碳素钢优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广泛。例如：35、45、50等优质碳素钢。一般轴采用45钢，经过调质或正火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及

15、低温回火处理 。轻载或不重要的轴，使用普通碳素钢Q235、Q275等。2. 合金钢 合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电机轴要求，在高速、高温重载下工作，采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等。滑动轴承的高速轴，采用20Cr、20CrMnTi等。3. 球墨铸铁 球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成外形复杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。6.2 轴的结构设计 （一） 拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴结构设计的前提，它决定着轴的基本形式，例如图6-1

16、。 图 6-1如图6-1所示为一齿轮减速器中的的低速轴。轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。 轴结构设计的基本要求有：1. 便于轴上零件的装配 轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。2. 保证轴上零件的准确定位和可靠固定轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。1） 轴向定位的固定 轴肩或轴环：轴

17、肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用轴肩定位会使轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的突变而产生应力集中。因此，多用于轴向力较大的场合。 套筒和圆螺母：定位套筒用于轴上两零件的距离较小，结构简单，定位可靠。圆螺母用于轴上两零件距离较大，需要在轴上切制螺纹，对轴的强度影响较大。性挡圈和紧定螺钉： 这两种固定的方法，常用于轴向力较小的场合。 轴端挡圈圆锥面： 轴端挡圈与轴肩、圆锥面与轴端挡圈联合使用，常用于轴端起到双向固定。装拆方便，多用于承受剧烈振动和冲击的场合。3，轴的尺寸如下 图61二、轴的结构设计 轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面

18、用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡，配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。轴的结构与装配图如图6.3。图6.3 轴的结构与装配6-轴的校核1、作用在齿轮上的力圆周力： 径向力： 横向力： =186NL=134， K=88mm ，d1=167mm, F=1444N （1）求垂直面的支撑反力（如图b）NF2v=Fr-F1v=190N (2)F力在支点产生的反力（如图d）F1F=（F*K）/L=948N F2F=F+F1F=2392N (3)求水平面的支承力（如图C）F1H=F2H=F

19、t/2=480N (4)绘垂直弯矩图（如图b）Mav=F2v*L/2=51N/M Mav=F1v*L/2=11N/M (5)绘制水平面弯矩图（如图C）MaH=F1H*L/2=32N/M (6)F力产生的弯矩图（如图d）M2F=F*K=127N/Ma-a截面F力产生的弯矩为 MaF=F1F*L/2=64N/M (7)求合成弯矩图（如图e）考虑到不利的情况，可取MaF= 图 64Ma=+MaF=+64=124N/MMa=98N/M (8)求轴的转矩（如图f）T=Ft*d2/2=960*0.167/2=80N/M (9)求危险截面的当量弯矩（如图g）从图g可知，a-a截面最危险，其当量弯矩为 Me=

20、如认为轴的扭切应力是循环应力，取折合系数a=0.6，代入上式得Me=133N/M (10)计算危险截面处轴的直径轴的材料用45钢，调质处理，查表可知，则d=28.09MM考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d=1.05*28.09=30 八滚动轴承校核根据条件，轴承预计寿命Lh=20000h7-1输入轴的轴承设计计算查表的，=1.5, =1, 由前面的计算得： （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=356N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 =N（3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6206轴承 Cr=19.5KN由课本式11-3有=Lh

21、预期寿命足够7-2输出轴的轴承设计计算由前面的计算可知： （1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=261N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 =3107N（3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6208轴承 Cr=29.5KN由课本式11-3有=Lh预期寿命足够 九 键连接的选择和校核一、 输入轴连接带轮处键输入轴外伸端直径d=20mm，考虑到键在轴中部安装，查表可知，选圆头普通A型平键bh=6mm6mm。键长L=36mm。选择45钢，则其挤压强度公式为查表可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。二、 输出轴外伸端键 直径d=2

22、5mm,考虑到键在轴中部安装，查表可知，选圆头普通A型平键，键bhL=8mm7mm18mm。选择45钢，则其工作表面的挤压应力为查表可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。三、 安装低速齿轮处的键 选用圆头普通A型平键，根据安装齿轮处轴的直径为d=45mm，查表得键的截面尺寸为键，键长取L=40mm。 键、轴和轮毂的材料都是刚，查表得其许用应力，键工作长度l=L-b=26mm，键与轮毂键槽的接触高度。可得 由于键采用静联接，冲击轻微，所以连接能满足挤压强度要求。十 联轴器的选用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系

23、统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。联轴器的选择原则：转矩T： T，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。从前

24、面设计轴时选出的联轴器可列出LT3型弹性套柱销联轴器的主要参数见表9-1：表 9-1 LT3型弹性套柱销联轴器型 号公称转矩T（Nm）许用转数n（r/min）轴孔直径d（mm）轴孔长度L（mm）外径D（mm）材料轴孔类型 键槽类型LT331.56300225295HT200Y型A型十一 箱体设计减速器箱体的各部分尺寸见表10-1表10-1箱体尺寸名称符号计算公式结果底座壁厚0.025a+17.58箱盖壁厚1(0.80.85)88底座上部凸缘厚度h0(1.51.75)20箱盖凸缘厚度 (1.51.75)112轴承座连接螺栓凸缘厚度h5(34)轴承座连接螺栓孔径51底盖加强肋厚度m10.85)9箱

25、座加强肋厚度m0.85)8地角螺栓数目n0.85)4地角螺栓直径d(1.52)16轴承座连接螺栓直径d20.75d12底座与箱盖连接螺栓直径d3(0.50.6)d8轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d7视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d7轴承盖螺钉分布圆直径D1D+2.5d456.25螺栓孔凸缘的配置尺寸C1C2D0151222地角螺栓孔凸缘的配置尺寸C1C2D0222032名称符号计算公式结果箱体内壁与齿顶圆的距离1.210底座高度H1H1a20外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(510)25轴承座连接螺栓间的距离LLD297十二 减速器润滑密封一.润滑方式（1）齿轮但考虑成本

26、及需要，在这里选用浸油润滑。（2）轴承采用脂润滑二.润滑油牌号及用量（1）齿轮润滑选用150号机械油（GB 443-1989）最低最高油面距（大齿轮）10-20mm，需要油量1.5L左右。（2）轴承润滑选用2L-3型润滑脂（GB 7324-1987）用油量为轴承间隙的1/31/2三.密封形式（1）箱座与箱盖凸缘接合面的密封，选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）观察孔和油孔等处接合面的密封，在与机体间加石棉橡胶纸垫片进行密封。（3）轴承孔的密封，闷盖和透盖作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙，选用半粗半毛毡加以密封。（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。第十二章PROE效果图齿轮轴从动轴斜齿轮 游标 轴承。参考文献1 机械设计基础（第五版） 杨可帧 .高等教育出版社.20062 机械设计课程设计 殷玉枫 高等教育出版社，2006 3 画法几何及工程制图 唐克中 高等教育出版社，2009