二级圆柱斜齿轮减速器-机械设计课程设计说明书 .doc

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1、目录第一章 传动系统总体方案设计211选择电动机21.1.1选择电动机类型21.1.2选择电动机容量21.1.3确定电动机转速312传动装置总传动比的分配31.2.1传动装置的总传动比31.2.2分配各级传动比313计算传动装置的运动参数和动力参数31.3.1各轴的转速31.3.2各轴的功率41.3.3各轴的转矩4第二章 传动零件的设计421齿轮的设计42.1.1轴和轴相啮合的一对齿轮设计42.1.2轴和轴相啮合的一对齿轮设计822轴的设计112.2.1轴的设计112.2.2轴的设计132.2.3轴的设计2023轴承寿命的校核222.3.1轴上轴承寿命的校核2224键强度的校核242.4.1轴

2、上键强度的校核24第三章 箱体结构及减速器附件设计2531箱体设计253.1.1铸造箱体的结构设计2532箱体附件设计263.2.1箱体附件的设计26参考文献27第一章 传动系统总体方案设计11选择电动机1.1.1选择电动机类型按照工作要求和条件，选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。1.1.2选择电动机容量电动机所需功率，按照公式可得：由公式可得：根据带式输送机工作类型，可以取工作机的效率为传动装置的总效率为查表可得机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分的效率为：联轴器效0.99，滚动轴承传动效率（一对）0.98，闭式齿轮传动效率0.97，代入公式可得所需电动机的功率为

3、因载荷平稳，电动机的额定功率略大于即可。由表格所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为5.5kw。1.1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为由表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比为840，则总传动比合理范围=840，故电动机转速的可选范围为=849.5264246.28r/min符合这一范围的同步转速有、，由于无特殊条件要求，不常用，故仅将同步转速为、三种方案进行比较。先试选，其型号为Y132M2-6的电动机，其满载为.12传动装置总传动比的分配1.2.1传动装置的总传动比1.2.2分配各级传动比高速级的传动比=3.42低速级的传动比试选=3.6，=2.513计算传动装置的运动参

4、数和动力参数1.3.1各轴的转速轴：I 轴：轴：滚筒轴： 1.3.2各轴的功率轴：pI轴：p轴：p p滚筒轴： p1.3.3各轴的转矩电动机轴：轴：T轴：T轴：T滚筒轴：将以上算得的运动参数和动力参数列于表1-2中。表1-2参数轴号电动机轴轴轴轴滚筒轴转速n/（r/min）960960266.67106.67106.67功率p/kw5.55.4455.1764.924.774转矩T/()54.754.16197.57440.47427.40传动比i13.62.51效率0.990.950.950.97第二章 传动零件的设计21齿轮的设计2.1.1轴和轴相啮合的一对齿轮设计2.1.1.1选精度等级

5、、材料及齿数1)材料选择及热处理方法所设计的齿轮传动属于闭式传动，这里采用硬齿面齿轮，查表得，选用的材料为：小齿轮选用40Cr 调制处理 硬度为48至55HRC大齿轮选用45钢 调制处理 硬度为48至55HRC2)精度等级选用7级精度。3)选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为。4)选取螺旋角，初选螺旋角。2.1.1.2按齿面接触强度设计由公式可得计算模数1) 确定公式内的各计算数值试选由图选取区域系数由图可查得， 则小齿轮的转矩为由表选取齿宽系数0.8由表查得材料的弹性影响系数按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限由式可得，计算应力循环次数，由图取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应

6、力取失效概率为1，安全系数S=1，由式可得计算接触应力2) 计算 计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 计算圆周速度 计算齿宽b及模数b=1h=2.25计算纵向重合度计算载荷系数K已知使用系数,根据V=1.536m/s,7级精度。由图查得动载荷系数由表查得由图查得由表查得,故载荷系数K=按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得2.1.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计1) 确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数 计算当量齿数查取齿形系数，由表可得 查取应力校正系数，由表查得 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查取弯曲疲劳寿命系数

7、 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得计算大，小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取，则验算传动比误差100=-2-5i5,合适。2.1.1.4几何尺寸计算1)计算中心距将中心距取a=90mm2)把圆整后的中心距修正螺旋角3) 其它主要几何尺寸 取，则取2.1.2轴和轴相啮合的一对齿轮设计2.1.2.1选精度等级、材料及齿数1)材料选择及热处理方法所设计的齿轮传动属于闭式传动，这里采用硬齿面齿轮，查

8、表得，选用的材料为：小齿轮选用40Cr 调制淬火处理 硬度为48至55HRC大齿轮选用40钢 调制淬火处理 硬度为48至55HRC2)精度等级选用7级精度。3)选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为。4)选取螺旋角，初选螺旋角。2.1.2.2按齿面接触强度设计由公式可得1)确定公式内的各计算数值试选由图选取区域系数由图可查得， 则小齿轮的转矩为由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限由式可得，计算应力循环次数=，由图取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式可得计算接触应力2)计算计算小齿轮分度圆直径，有计算公式

9、得计算圆周速度计算齿宽b及模数b=h=2.25计算纵向重合度计算载荷系数K已知使用系数,根据V=0.684m/s,7级精度。由图查得动载荷系数05由表查得由图查得由表查得,故载荷系数K=按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得mm计算模数mm2.1.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计1)确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数，由表可得 查取应力校正系数，由表查得 由图20-c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图查取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得计算大，小齿轮的并加以比较大齿

10、轮的数值大2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取，则验算传动比误差100=0.8-5i0.07d,故h=4mm，则轴环段的直径为61mm，轴肩宽度b取7mm。轴承端盖的厚度e=10mm,根据轴承座的尺寸可以得到m=18mm,因此轴承端盖的总宽度为28mm。根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器,右端面的距离为30mm。齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内壁的距离。此时，已经初步确定了轴的各

11、段直径和长度。 图2-23)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联接，查表得齿轮上的平键截面bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm。同时为了保证齿轮有轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证，此处轴的直径的公差为m6。2.2.2.5求轴上的载荷1)首先根据轴上的结构图，做出轴的计算简图，如图2-3所示。已知,，在确定轴承的支点位置时，从手册中查取a值，对于7011C型圆锥滚子轴承从手册中查得a=20.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 图2-32)根据垂直

12、面受力图求垂直面支座约束反力，并画出垂直面内的弯矩图，如图2-4所示。所以图2-43)根据水平面受力图求垂水平支座约束反力，并画出水平面内的弯矩图，如图2-5所示。所以图2-54)求合成弯矩，并画出合成弯矩图，如图2-6所示。图2-65)求扭矩，并画出扭矩图，如图2-7所示。T=图2-76)从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的,，T及M的值列于下表，如表2-1所示。表2-1载荷水平面H垂直面V支反力F,弯矩M总弯矩扭矩T2.2.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。按照公式及上表中的数据

13、，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面已经选定了轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。因此，故安全。2.2.2.7精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面和处的过盈配合引起的应力集中最为严重，从受载的情况来看，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，但是截面不受到扭矩作用，故截面不需要校核。截面的左侧截面比较大，故截面的左侧截面不需要校核。故只要校核截面的右侧

14、截面和C截面即可。2)截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表可查得155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取。因r/d=2/64=0.03,D/d=72/64=1.125,经插值后可以查得=2.1， =1.34又由表可得轴的材料的敏感系数为 故有应力集中系数按照下试计算由图可以查得尺寸系数为，由图可以查得扭转尺寸系数为。按照磨削加工，由图可得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，由公式可得综合系数为由碳钢的特性系数可得于是，计算安全系数值，按照公式可得1.5故可知安全。3)截面

15、C抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩M及弯曲应力为M=.7扭矩及扭矩切应力为=过盈配合处的，由表可得，于是可得=3.1 ，=2.48按照磨削加工，由图可得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，由公式可得综合系数为所以C截面的安全系数为1.5故安全足够。2.2.3轴的设计2.2.3.1求出作用在齿轮上的力齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力2.2.3.2选择轴的材料及确定许用应力因为前面所设计的齿轮，所以该齿轮要做成轴齿轮。根据前面齿轮选取40Cr,经调质处理，由表查得硬度为241286HBS。抗拉强度，许用弯曲应力。2.2.3.3按照扭转强度估算最小轴径由表查得,由公式可得轴的最小直径是安装联轴器处

16、的轴的直径。为了便于所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表可得，考虑到转矩变化很小，故取按照计算转矩应该小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用GYS2型弹性联轴器，其公称转矩为90000。半联轴器的孔径为22mm,故该轴段的直径为22mm。半联轴器的长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2.2.3.4轴的结构设计1)轴上零件的装配方案,如图2-8所示。图2-82) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，需要制出一轴肩，故该段的直径为26mm。左端用轴承挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=32mm。半联轴器与轴

17、配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比长度略短，故该轴段的长度取36mm。初选滚动轴承。根据右边轴段的直径为26mm。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取角接触滚子轴承7026C，其尺寸为，故该轴段的直径为30mm。考虑到轴承依靠封油环定位，该轴段长度略大于B=16mm，所以该轴段的长度取18mm。该轴为齿轮轴，根据前面所设计的内容，要正确的保持与轴上的大齿轮的正确的啮合，齿轮左端面与箱体内壁的距离为12mm。齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内壁的距离。为了保

18、证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离20mm.此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，按表查得平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长为28mm。滚动轴承的轴向定位采用过渡配合来保证，选此轴段的直径尺寸公差为m6。23轴承寿命的校核2.3.1轴上轴承寿命的校核2.3.1.1求出两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面(3-1a)和水平面(3-1b)两个平面力系，其中图(3-1c)中的为通过另加转矩而平移指向轴线，图(3-1a)中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。受力分析可知：由第二章的设

19、计计算可知圆周力径向力轴向力所以 图3-12.3.1.2求两轴承的计算轴向力和对于圆锥滚子轴承，按表可知轴承派生轴向力,由表查得Y=1.9,因此 所以轴承1被放松，轴承2被压紧。 2.3.1.3求轴承当量动载荷和因为 ，由表可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 , 轴承2 , 因为轴承运转中有轻微的冲击载荷，由表可得，取，则2.3.1.4验算轴承的寿命因为,所以按照轴承2的受力验算所以所选轴承的寿命足够。24键强度的校核2.4.1轴上键强度的校核2.4.1.1确定许用应力由第二章的设计计算可知，该连接为静联接，选用圆头平键(A型)，平键截面bh=18mm11mm，长为50mm。联接中轮毂材

20、料的强度最弱，由表可以查得2.4.1.2确定键的工作长度键的工作强度2.4.1.3强度计算 由公式可得：所以所选的键联接强度足够。2.4.1.4键槽尺寸键标记为：键1850GB/T1096-2003该平键联接宽度极限偏差按一般联接，由表可查得：轴槽深 轴槽宽 轮毂槽深 轮毂槽宽轴、轮毂键槽及其尺寸如图3-2图3-2第三章 箱体结构及减速器附件设计31箱体设计3.1.1铸造箱体的结构设计减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内零件的良好的润滑和可靠的密封。设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要按照经验确定，减速器的主要尺寸如下：箱体壁

21、厚： 箱盖壁厚： 箱座的凸缘厚度： 箱盖的凸缘厚度：箱座底的凸缘厚度：地脚螺栓直径： 地脚螺栓个数轴承旁联接螺栓直径：箱盖、箱座联接螺栓直径：轴承端盖螺钉直径：检查孔盖螺钉直径：箱盖的肋板厚度为： 箱盖的肋板厚度为：大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离：齿轮端面与箱体内壁间的距离：32箱体附件设计3.2.1箱体附件的设计为了检查传动件啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运，需要在减速器上安装以下附件。3.2.1.1窥视孔和窥视孔盖窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态，润滑油也可以由此注入。为了便于观察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称

22、为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油。3.2.1.2通气器由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高、压力增大，所以必须采用通气器沟通箱体内外的气流，以平衡内外压力，保证减速器箱体的密封性。通气器设置在箱盖上。3.2.1.3起吊装置起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环，箱座用吊钩。主要的尺寸如图4-1。图4-13.2.1.4油标油标用来指示油面的高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。3.2.1.5油塞与排油孔为将箱体内的废油排出，在箱体座面的最低处应设置一排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向倾斜的平面。平时排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直径为20mm。3.2.1.6定位销为

23、保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在箱体联接凸缘上距离较远处安置两个定位销，并尽量放在不对称位置，以便于定位精确。销A635。3.2.1.7起盖螺钉为了便于起盖，在箱盖侧边的凸缘上装1个起盖螺钉。起盖时，先拧动此起盖螺钉顶起箱盖。参考文献1 胡家秀简明机械零件设计实用手册北京：机械工业出版社，1999：337-361，3842 任成高机械设计基础北京：机械工业出版社，2006：200-2013 曹岩solidworks机械设计实例精解北京：机械工业出版社，2006：143-169，206-2104 叶修梓，陈超祥Solidworks基础教程零件与装配北京：机械工业出版社，2006：282-2985 濮良贵，纪名刚机械设计北京：高等教育出版社，2006：218-223，338-341，378-3836 金清萧机械设计课程设计 武汉：华中科技大学出版社，2007： 8-127 吴宗泽机械设计实用手册 北京：化学工业出版社，2003： 1157-1296