单级斜齿圆柱齿轮减速器设计讲解.pdf

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1、机械设计基础课程设计说明书机械设计基础课程设计说明书课程设计题目课程设计题目:单级斜齿圆柱齿轮减速器设计单级斜齿圆柱齿轮减速器设计专专业：业：班班级：级：学学号：号：设设计计者者：指指 导导 老老 师师：1目目录录一课程设计书课程设计书3二二设计步骤设计步骤31.传动装置总体设计方案 42.电动机的选择 43.确定传动装置的总传动比和分配传动比 54.计算传动装置的运动和动力参数 55.齿轮的设计 66.滚动轴承和传动轴的设计 117.键联接设计 158.箱体结构的设计 179.润滑密封设计 1810.联轴器设计 20 11.联轴器设计三三设计小结设计小结四四参考资料参考资料2121222一、

2、课程设计书一、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 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

3、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310.润滑密封设计11.联轴器设计1.1.传动装置总体设计方案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=1 1 2 2 3 32 2 4 40.

4、876；1（为 V 带的效率）=0.95,2 28（级闭式齿轮传动）=0.97 3 3（滚动轴承）=0.98，4（弹性联轴器）=0.99 2.2.电动机的选择电动机的选择4电动机所需工作功率为：PP/3.032kW,执行机构的曲柄转速为 n100060v=124.939r/min，D现将两种电动机的有关数据列表与下表比较：方案IIIY 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。电动机型号Y132M1-6Y112M-4额定功率/kw44同步转速（r/min）10001500满载转速（r/min）96014407

5、.68411.525总传动比 i3.3.确定传动装置的总传动比和分配传动比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ian/n7.684（2）分配传动装置传动比iai0i式中i0,i1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i03.17，则减速器传动比为iia/i02.4244.4.计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速nnm/i0302.839r/minnn124.934r/min/i1（2）各轴输入功率Ppd12.88kWPp232.682kWPIII=

6、P342.576kw（3）各轴输入转矩T1=Tdi01Nm电动机轴的输出转矩Td=9550Pd=30.162 Nmnm同理:TmTdi01=90.833NmTTi112=205.013N5TIIITm0.98=196.903 N轴号0II II I I5.5.齿轮的设计齿轮的设计转速 n/min960302.839124.934124.934功率 kw3.0322.8802.6822.576转矩 n/m30.16290.833205.013196.902传动比 i3.1702.42411（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

7、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Z1=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 190HBS Z2=iZ1=58.176取 Z2=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3d1t2KtT1du 1ZHZE2()uH确定各参数的值:试选Kt=1.6选取区域系数 ZH=2.5a=1.655计算应力值环数N1=60n1jLh=60626.091（283008）=1.4425109hN2=4.45108h#(5.96 为齿数比,即 5.96=查

8、得：K1=0.93 K2=0.966Z2)Z1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:H1=H2=KHN2H lim2=0.96450=432MPaSKHN1H lim1=0.93550=511.5MPaS许用接触应力H (H1H2)/2 (511.5 432)/2 471.75MPa查课本表 3-5 得：ZE=189.8MPad=1T=9.55105P1/n1=4.47104N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径 d1t3d1t2KtT1u 1u(ZHZE2d)H=52.494计算圆周速度d1tn16010000.8324m/s计算齿宽 b 和模数mnt计算齿宽 b b

9、=dd1t=52.494mm计算摸数 mn初选螺旋角=12md1tcosnt=Z46.42cos14 2.00mm124计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25mnt=4.813mmbh=46.42/4.5=10.907计算纵向重合度=0.318d1tan=1.622计算载荷系数 K使用系数KA=1根据v 1.62m/s,7 级精度,查课本得动载系数 KV=1.07,7查课本 KH的计算公式:K22H=1.120.18(10.6d)d+0.23103b =1.12+0.18(1+0.61)1+0.2310346.42=1.33查课本得:KF=1.35查课本得:KH=KF=1.2故载荷系数:KKK

10、 KH KH=11.071.21.33=1.71按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d3K/K1=d1tt=50.64mm计算模数mnmd1cos50.64n=Zcos14 2.04mm1244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3m2KT21YcosYFYSn2(dZ1a)F确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩47.58kNm确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 24，z iz 5.9624143.04传动比误差 iuz/z 143.04/245.96i 0.0325，允许计算当量齿数zz/cos24/cos31426.27zz/cos144/cos314158初选齿宽系数按对称布置，由

11、表查得1初选螺旋角初定螺旋角148载荷系数 KKKKK查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y查得:齿形系数 Y2.592Y2.2111.774K=11.071.21.351.73应力校正系数 Y重合度系数 Y端面重合度近似为1.7arctg（tg/cos1.596 Y1.88-3.2（11）cos 1.883.2（1/241/144）cos14Z1Z2）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609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Y 1计算大小齿轮的YFFSF46.42sin14o1.675,2.090.82安全系

12、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 60271.4718300286.25510大齿轮应力循环次数 N2N1/u6.25510/5.961.0510查课本得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF1 500MPa大齿轮FF 2 380MPa查课本得弯曲疲劳寿命系数:KFN1=0.86 KFN2=0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F1=KFN1FF10.86500 307.14S1.49 F2=KFN2FF20.93380 252.43S1.4YF1FS1F1YF2FS2F22.5921.596 0.0 1 3 4 7307.142.

13、2111.774 0.0 1 5 5 4252.43大齿轮的数值大.选用.设计计算1 计算模数3mn21.734.761040.78cos2140.01554mm 1.25mm2124 1.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn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 mn=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 d1=50.64mm来计算应有的齿数.于是有:z1=24.57取 z1=25那么 z2=5.9625=149几何尺寸计算计算中心距 a=(z1 z2)mn(25149)2=147.2m

14、m2cos142cos将中心距圆整为 110mm按圆整后的中心距修正螺旋角(2)mn(25148)2 arccos14.8=arccos122147.2因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1=10z1mn252=42.4mmcoscos14.8dz2mn14922=coscos14.8=252.5mm计算齿轮宽度B=d1142.4mm 42.4mm圆整的B2 50B1 556.6.传动轴承和传动轴的设计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 P1，转速 n1，转矩 T1P1=2.93KWn1=626.9r/minT1=43.77knm.求作

15、用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为d1=42.4mm而F2T1t=d 206461Ftannr=Ftcos 20646tan20ocos13.86o 7738.5NFa=Fttan=206460.246734=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Ao112dP1min Ao3n18.73mm1112.从动轴的设计求输出轴上的功率 P2，转速 n2,T2，P2=2.71kw,n2=105.05,T2=242.86kn.M.求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为d2=252.5mm2T21923.6而Ft=d2tannta

16、n20o1923.6 721NFr=Ftcoscos13.86oFa=Fttan=1923.60.246734=474.6N.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,取Ao112P233.1mmn2输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联dmin Ao3轴器的型号查表,选取Ka1.5Tca KaT21.5242.86 364.3N m12因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选 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d1 40

17、mm,半联轴器的长度L 112mm.半联轴器与轴配合的轴孔长度为L184mm.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承.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d 47mm,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 7010C 型.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,故取直径d 47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D 50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度。d 45 45 50 50D8585 80 80B1919 16 16d258.860.5 59.2 59.2D273

18、.270.270.970.9轴承代号7209AC7209B7010C7010AC对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d DB 50mm80mm16mm右 端 滚 动 轴 承 采 用 轴 肩 进 行 轴 向 定 位.查 得7010C型 轴 承 定 位 轴 肩 高 度h 0.07d,取h 3.5mm,因此d 57mm,取安装齿轮处的轴段 d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为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 L=72.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,d=65.轴环宽度b 1.4h,取 b=8mm.轴承端盖的总宽度为 20mm

19、(由减速器及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l 30mm,故取 l=50.取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,两圆柱齿轮间的距离 c=20mm.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=8mm,已知滚动轴承宽度 T=16mm,高速齿轮轮毂长 L=50mm,则L=16+16+16+8+8=64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,查表对于 7010C 型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的

20、支承跨距.L2 L3114.8mm 60.8mm 175.6mmL360.8FNH1Ft 20646 7148.5NL2 L3175.613FL2NH 2LF114.8t 2064613497.5N2 L3175.6FFaDFrL3NV12L 7420N2 L3FNV 2 Fr FNV1 206467420 13226NMH172888.8N mmMV1 FNV1L2 7420*114.8 851816N mmMV 2 FNV 2L313226 60.8 804140.8N mmM22221MH MV1172889 851816 869184.2N mmM2179951N mm传动轴总体设计结

21、构图:(主动轴)从动轴的载荷分析图:146.校核轴的强度根据M21(T)2869.18422(1242.86)2ca=W=0.12746517.24前已选轴材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得1=60MPaca 1此轴合理安全7 7、校核轴的疲劳强度、校核轴的疲劳强度.判断危险截面15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

22、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。抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系数wT=0.2d3=0.2503=25000截面的右侧的弯矩 M 为M M60.816160.8 32863.2N mm截面上的扭矩 T 为T2=242.86KN m截面上的弯曲应力bM144609W1250011.57MPa截面上的扭转应力T2311350T=W=2500012.45MPaT轴的材料为 45 钢。调质处理。由课本得：B 640MPa1 275MPaT1155

23、MPa因rd2.050 0.04Dd58501.16经插入后得2.0T=1.31轴性系数为q 0.82q=0.85K=1+q(1)=1.82K=1+q（T-1）=1.26所以 0.67 0.82 0.92综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 0.10.2取 0.1 0.050.1取 0.05安全系数ScaS1=K25.13aamS1k13.71atm16SSScaS2210.5S=1.5所以它是安全的 S截面右侧抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系数wT=0.2d3=0.2503=25000截面左侧的弯矩 M 为 M=133560截面上的扭矩T2为T2=295截

24、面上的弯曲应力MbW1335601250010.68截面上的扭转应力T232863K1T=W=2500011.80K=1 2.8TK=K11.621所以 0.67 0.82 0.92综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 0.10.2取 0.1 0.050.1取 0.05安全系数ScaS1=K18.00aamS1k9.84atmSSScaS22 8.63S=1.5所以它是安全的 S8.8.键的设计和计算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 d2=55 d3=65查表 6-1 取：键宽 b2=16 h2=10L2=36 b

25、3=20 h3=12L3=50校和键联接的强度查表 6-2 得 p=110MPa17工作长度l2 L2b236-16=20l3 L3b350-20=30键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5K3=0.5 h3=6由式（6-1）得：p2p32T21032143.531000 52.20p52055K2l2d22T31032311.351000 53.22p63065K3l3d3两者都合适取键标记为：键 2：1636 A GB/T1096-1979键 3：2050 A GB/T1096-19799 9、箱体结构的设计、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了

26、保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H7配合.is61.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，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6.33.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计 A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸

27、缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固B油螺塞：18放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F位销：为保证

28、剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度符号计算公式结果109121525M24619 0.025a 381 0.02a 38b11.511b1bb 1.5b2 2.5箱座底凸缘厚度b2地脚螺钉直径地脚螺钉数目dfdf 0.036a 12查手册n轴承旁联接螺栓d1d1 0.72dfM12直径机盖与机座联接d2d2=（0.50.6）dfM10螺栓直径轴承端盖螺钉直d3d3=（0.40.5）df10径视孔盖螺钉直

29、径d4d4=（0.30.4）df8定位销直径dd=（0.70.8）d28df，d1，d2至外C1查机械课程设计指导34机壁距离书表 42218df，d2至凸缘边C2查机械课程设计指导28缘距离书表 416外机壁至轴承座l1l1=C1+C2+（812）50端面距离大齿轮顶圆与内111.215机壁距离齿轮端面与内机2210壁距离机盖，机座肋厚m1,mm1 0.851,m 0.85m19m8.5轴承端盖外径D2D2 D+（55.5）d3120（1 轴）125（2 轴）150（3 轴）轴承旁联结螺栓SS D2120（1 轴）125（2 轴）距离150（3 轴）10.10.润滑密封设计润滑密封设计20对

30、于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1.5 2)105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度.油的深度为 H+h1 H=30h1=34所以 H+h1=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。11.11.联轴器设计联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2

31、.载荷计算.公称转矩：T=9550pn95502.6475.6333.5查课本P343表14 1,选取Ka1.5所以转矩Tca KaT31.5311.35 467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm四、设计小结四、设计小结通过这两周的学习，让我对机械设计有了更深一步的认识，并让我认识到，理论和实际相结合的重要性。没有这次的深入学习，就不能真正的把课本上的知识变成自己的知识。经过自己动手实践，我还发现了自己的很多缺点，计算的时候不够细心，画图画的不够精确，毛手毛脚，巴图高的脏兮兮的当然海量借了很多以前不在意的事情，比如，设计

32、一个零件，一定要按照国家标准，查表按照公式进行计算，不能进行凭空想象杜撰。我也明白了机械设21计并不是我想想的那么简单，要想做一名好的工程师，我要走的路还很长，我还要更努力的进行学习才能做得更好。五、参考资料目录1机械设计课程设计，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995 年 12 月第一版；2机械设计（第七版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001 年 7 月第七版；3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2002 年 5 月第一版；4减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002 年 6 月第一版；5工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编6机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001 年 8 月第四版；7互换性与技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年 1 月第四版。22