《二级斜齿圆柱齿轮减速器.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级斜齿圆柱齿轮减速器.docx（29页珍藏版）》请在课桌文档上搜索。
1、含麻卷茂HefeiUniversity课程设计说明书COURSEPROJECT题目:二级斜齿圆柱齿轮减速器系别：机械工程系专业：机械设计制造及自动化学制：四年姓名：喻松林学号：1006012019导师：徐厚昌书目1 .题目及总体分析32 .各主要部件选择43 .电动机选择44 .安排传动比55 .传动系统的运动和动力参数计算66 .设计高速级齿轮77 .设计低速级齿轮128 .链传动的设计169 .减速器轴及轴承装置、键的设计181轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计182轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计243轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2910 .润滑与密封3411 .箱体结构尺寸35
2、12 .设计总结3613 .参考文献36一题目及总体分析设计用丁带式运输机的两级斜茜K4齿轮战速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，运用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%,结构紧凌。5、XX1I仍助件有:视察孔盖,油标和油尺.放油螺吸通气孔.吊环螺钉,吊耳和吊钩.定位镣.启盖螺仃.轴承黄.密封圈等.。二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳商速级做成斜齿，低速级也做成斜齿轴承考虑齿轮有轴向力角接触球轴承联轴器结构简洁，耐久性好弹性联轴器带传动结构简洁，成本低。V带三.电动机的选择目的过程分析结论茏型依据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封
3、闭式三相异步电动机-1J5工作机所需有效功率为p=FV=1250N0.15ms国柱齿轮传动（8级精度）效率（两对）为11I=0.972滚动轴承传动效率（四对）为112=0.984弹性联轴跟传动效率Qs=099输送机滚筒效率为n,=0.96传动的效率n5=0.96电动机输出有效功率为P，=P.=,4250045=153W%X2XIh4X0.9720.98,X0.99x0.96X0.96电动机输出功率为p=2.42kw型号杳得型号YI32M16封闭式三相异步电动机嵌数如下额定功率p=4kW满载找速96（r.1.min同步转速I（XX）r.min选用型号YI32M1-6封闭式三相异步电动机四.安排传
4、动比目的过程分析结论安排传比传动系统的总传动比，=4其中i是传动系统的总传动比，多级申联传儿.动系统的总传动等于各级传动比的连乘枳；nm是电动机的演毂转速，r/m1.n：nw为工作机输入轴的转速，r/m1.n.计算如下tn=960rmin,n1.t=*=28.65rIminnd3.140.3心=51=336n28.65Mif1=2.4刍以96,2.4ii=1.ih取=3.422,=4.080i：总传动比1.：带传动比,：低迷级齿轮传动比“：高速级齿轮传动比i,=2.4h=13.96i1.,=4.080i1.=3.422传动系统的运动f(1.动力参数计算轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴
5、4轴转速n(rmin)nj=960n1.=44X)n=98.()4115=28.65114=28.65功率P(kw)P=2.42P=232P1=2.2OPj=2.10Pj=2.O3转矩T(Nm)T1=5536T2=214.71TjI=698.35T*=677,54两轴联接带轮齿轮齿轮联轴器传动比ii01=2.4i12=4.080i=3.422iM=传动效率nn=0.96112=0.97n=0.97QM=O.99五.传动系统的运动和动力参数计算过程分析结论设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1釉、2轴、3釉、4轴：对应于3轴的科.速分别为力、”2、与、”4：对应各轴的给入功率分别为玛、玛、鼻、耳：对
6、应名轴的输入转矩分别为万、72.7,：相邻两轴间的传动比分别为2、与3、相铭两轴间的传动效率分别为小2、，不、方4,六.设计高速级齿轮1 .选精度等级、材料及齿数，齿型1)确定齿轮类型.两齿轮均为标准网柱斜齿轮2)材料选择.小齿轮材料为45铜(调质),硬度为255HBS,大齿轮材料为，15钢(正火,硬度为217HBS,二者材料硬度差为38HBSt3运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度4)选小齿轮齿数Z=24,大齿轮齿数Z?=i,Z=4Q8X24=97.92,取Z1=975)选取螺旅角.初选螺旋角力=122 .按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即分2J至五竺1(红幻;M，声%1
7、1确定公式内的各计目数自(1)试选K,=1.6(2)由P36.图8.14杳得，选取区域系数Z”=237(3)由如q=1.68(4)计以小齿轮传递的转掂T1=95.5x10/?/.=95.5XKf2.32/96()=2.3079xIO4Nmm1.8X-3.2(1.Z1.+1.Zj)s7(5)由p144,8.6查得选取宽系数中“=1.1(G)由p1.36,8.5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa”2(7)hp146,图8.28查得按出面硬度查得小齿能的接触疲惫强度极限;+0.2310%=1.12+0.18(1+O.612)I2+O.231O,37.IO=1.417由图10-13查得K”=
8、1.34假定幺二100N,E,由表1Q3查得KHa=KFa=1b故我荷系数K=KKvK1.hiKtifi=11.111.41.42=2.21（6）按实际的毂荷系数校正所算得的分度网设径，中式IO-IOa得4=duiK1=55.（MI.I6I.2=54.43三（7）计算模数用“54.43cos12C一、24=2.22mm3.按齿根弯曲强度设计2町心小尸由式IO17JJf-一”丁V%zE1.1确定计算参数（1）计算我荷系数K=KKvf,1=11.11.1.41.34=2.08（2）依非纵向常合度分=1.78.由p1.43,图8.26查褥蝶旋角影响系数9=0.91（3）计算当量齿数724Z1.,=-
9、=-4=26.11cos5/yCOS”2rZ,97CZVr=-7=；=105.52*coscos12（4）杳取齿形系数的p1.39,图8.19杳得=2.711.,=2.18（5）在取应力校正系数例P139.图8.20查得Ktn=I.56&=1.81（6It1.pU6.图8.28查得,小齿轮的戏曲疲惫强度极限b,.二220MPa大齿轮的弯曲鼓电强度极限b,门=17。MPa（7）It1.iy10-18IS得弯曲疲惫强度寿命系数Kfn=85KFNI=088（8计算弯曲疲惫许用应力取弯曲板恚平安系数S=1.4,由式IO-12得().85x220=69.47,WPaIs1.=0.88x170=M84S1
10、.4（9）计算大小齿轮的孕孕Itf=申出丝=00363303.573卫辽798=0.01635238.86大齿轮的数据大2设计计算mH&cos!Z1.-2.22mm对比计算结果,由Mi面接触鼓急强度计豫的法面模数，”“大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数,取%=2.2Smm,己可满意方曲强度.但为了同时满意接触娅惫强度，须按接触被急强度徵得的分度酸!！径4=54.43，”，来计算应布的数.于是有54.43Xcos122.25=24.14取Z1=24,则Z2=Z1=4.08X27=97.92974.几何尺寸计算i)计算中心距=S独=W97)心=342mm2cos/72cos1.2将中心距IH整为
11、145mm2)按阳整后的中心距修正螺施先A(Zi+Z?)”_(24+97)1.5P=arccos-1=arccos=13.512a2145因夕值变更不多.故参数0、K.Z，等不必修正.3）计算大、小齿轮的分度圆直径=55.54”ZUJ242.25!_21.=coscos13.51=224.46Z,，97x2.25-=CoSScos13.514）计曾齿轮宽度b=c=I.IX55.54=61.09”暇整后取%=61mm：1.-6611n5.验算YMYf1.=22OMPapt%ZK4=17OM91.七.设计低速级齿轮1 .选精度等级、材料及齿数，齿型D确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选
12、择.小齿轮材料为45钢（调质）,硬度为255HBk大齿轮材料为45钢正火）,硬度217HBih3)运输机为一般工作机器,速度不高，故选用7级精度4)选小火轮内数Z=24.大齿轮齿数Z2=i.Z1=4.08X24=97o2 .按齿而接触疲惫强发设计由设计计算公式821进行试算，即九2.3怛但幺)2dU(w1 )确定公式各计算数值 1)试选载荷系数K,=1.2 2)计算小齿轮传递的转矩7；=95.5XIO5ZVzi2=95.5x104.034342.86=I1.239104,-三j 3)由表107选取齿宽系数%=I 4)IIIP136表8.5查得材料的弹性影响系数Ze=189.80JMPa 5)由
13、图1021d按齿面坡度查得小齿轮的接触疲惫强度极限计算应力循环次数M=60Jr=48X10M=I1.88X10? 7)IIIP147图8.29查得接触疲惫强度寿命系数Khni=1.00Khn2=1.(X)(8)计算接触疲惫强位许用应力取失效概率为1%,平安系数为S=1.由P145公式8.27得-zn=Kv%m=570MPaS,2J=*阿273m2=413.4MPaS2 )计算(1)试算小火轮分度IH直径4；，代入k)中的较小值4母一（Z；誓力=69.34（2）计算齿宽bb=jd1.1.=34.67”，（3）计算我荷系数K由P1.SO表8.3查得动俄荷系数由P1.33图8.4查得K“=1.20由
14、P1.30表8.3查得运刖系数式4=1.00由P132图&11查得KzJ=1.u故我荷系数K=K,K“S=I.5984（6）按实际的载荷系数校正所驾得的分度网直径.由式4=W4Z1cos=69.34（7）计算模数m4COSQm1.,=3.5743,按齿根弯曲强度设计由式P138公式8.13得弯曲强度的设计公式为1 确定公式内的计算数值由PI46农8.28查得小齿轮的弯曲域惫覆度极限bm=570MPa大齿轮的弯曲疲惫强度极限bfc-413%（1由PI46去8.28杳得KMn=1.oOK.?=1.（X）（2）计算弯曲疲惫许用应力PI47图8.30杳得弯曲坡.故寿命系数KVI=I.00=1.00（3
15、）计算载荷系数Ibr=W2=360MPaf-2=生侬-?%E-=360M4计算教荷系数K=KKVf-aX：Fy,=1.x1.O7x1.x1.35=1.4445（5）查取齿形系数由P139.图8.19杳得杳得Yn=2.89Yf2=2.25(G)食取应力校正系数It1.P139.图8.20查得Y12=2.25Ys2=XJ1.2 设计计算三三=3,57VQZf对比计算结果，由齿面接触极惫强度计然的模数m大于由齿根弯曲极惫强度计灯的模数可取有弯曲强度算得的模数3.57,并就近网整为标准伯m=4.00mm,但为了同时满意接触疲惫强度.须按接触崂惫强度算得的分度I典直/4=69.34“求H算应仃的齿数.于
16、是有4=4=69.344=I8I7取=17大齿轮齿数Zz=AZ=4x17=58取Zn=574.几何尺寸计算1 ）计算分度B1.直径d1.=Z/cos/7=I74cos120=69.34”d2=Z2m/cosJ=574/COS12=240.66”2 ）计算中心距=（4+4）/2=（69.34+240.66）/2=155.4（）/3）计算齿宽b=4di=0.568.2=34.2mm取B.=35mmB1-40，“，“5.验算2KTf1.%=匕Kyw=280.1.WPa=253.093Mp”F2合适A.V带传动的设计1 .确定设计功率P=2.42KWt1=960min由p1.02,表7.6查得KA=1
17、.30P=PK,=2.421.30=3.146KW2 .选择带的型号依据Pd、n1.,p1.03图7.11可选取A型带。3 .确定带轮的基准直径由p1.03,表7.7查得V带带轮最小基准直径知A型带d,1n=75mm,由1.03,表7.7,取最小直径d1n=100mm,由d,2=，xd/=260由p1.(H,表7.3查得选取径ds=250mm:其传动比误差Ai=-385,故可用。4 .验算带的速度=5.03.V11d.yn_乃X100X96060x1000-61x1000因为5msQ30ms,故符合要求。5 .确定中心距a和V带基准长度依据P104公式7.22得：0.7(ddi+d1.2)(%
18、2(ddi+d1.n)考虑到应使结构紧凑，选取中心距a=4()()mm初算带的基准长度/”：1.=2r11+-(1+J,)+-;=1363.84”244由p95,表7.2查得选V带基准长度1.1=MOOmmo由式(7.22)计算实际中心距a-=418.0826 .计算小轮包角小带轮包角：180”-.仁心X57.3=159.44a所以合格.7 .确定V带根数Z计算带的根数Zo由p1.(H,表7.3查得单根V带所能传递的功率为Po=0.95kW=计算功率增量P1.1.=O.09KW由p1.O4,表7.8查得:Ka=O.95由P102,表7.5查得K,=.4则带的根数为7 _弓-4A7取z=4根。8
19、 .确定初拉力由p94,表7.1查得m=0.IKg/m由式(7.24)得初拉力p2S_KE1=5()0上()+mv=187.61.VI，ZKa9 .计算作用在轴上的压力由公式7.25压轴力的最小值为Q=21zcos=2zFuSinB=I1.o7.62N10 .带轮结构设计带轮材料选择本设计中转速要求不高，材料选用HT200；带轮结构形式本方案中带轮为中小尺寸，故应选用孔板轮。带轮结构尺寸查P108表7.9得，e=15,bd=11B=(Z-I)e+2f=55mm;九.减速器轴及轴承装置、键的设计1. 3轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计1 .输入轴上的功率犬=2.IOhv.转速n=28.65rm
20、in转矩7；=69835ON1.2 .由P匹=2x98609。=89494N(12240.658F,=F1.ianan=8194.94tan20-2982.71f3 .初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。杳表10.2得C=H0,由式初步估尊轴的G小口径dnm=NPJ%=I1.(X/2.1/960=40.70ZW这是安装槌轮处轴的最小直径4,取&=4=42，加，考虑到轴段1安装联轴潺.因此轴段1的设计与联轴器设计同时进行.联轴器的计例专矩Ra=KE,查表14-1,考虑到梏矩的变更很小,故取K=1.5则.Tu=K/=1.5x698.35=1047.5NE1.X3联轴器符合要求：公称扭矩1
21、250N.m.许用转速为47(X)rmin.孔直径3078,考虑及小直径40.70mm.故联怕落选42mm轴I氏为65mnie4,轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见下图2）依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满意半联轴器的轴向定位要求，1轴段右跳霜制处一轴扃，轴向高度It=0.070.1J.故取2段的直径4=5（）mmI2=6（），.半联轴潜与轴协作的毅孔长度1.1=30nun.,为了保证粕端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Z1的长度应当比,略短一点，现取1.=28tm（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并依据=55”，初选型号721IC轴承，其尺寸为dOx8=551
22、00x21,基本额定动载荷Cr=52,8KN艇本额定沛我荷C,=40.5KN.da-MmmDa=9mn,故&=dit=55mm,轴段7的氏度取46.5ra.为战小应力集中，并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应依据701IC的向接触轴承的定位轴肩H径da确定，即4=4=Ju=64”,取I6-40mm轴段6上安装低速级大齿轮,为使于齿轮的安装,&应略人与省,可取%=65”.齿轮左端用挡油环固定,为使搭油环端面顶在齿轮右端面上.即就紧.轴段6的长度4应比齿轮毂长略缸若毂长与齿宽相同,已知齿宽b=35“.Ife/1,=32”“。大齿轮右端用轴向固定，由此可确定轴段4的直径，轴附高度=0.07-0.
23、1t,MZJ4=65mm,1.t=Ah,故取I4=Imm1）取齿轮左端面与箱体内壁间留有足筋间距，取1尸70.5“”“取齿轮齿宽中间为力作用点可知1.1=55.5m114=125.5.1.j=48.5三（6）参考表152.取轴端为1x45,芬轴肩处的B1.角半径见CAD图。输出轴的结构布置1.11.21.31.41.51.61.75.受力分析、弯距的计算垂直向弯矩在C处Kv=心乙=I6434122.9=I43O97.386Vww(3)合成穹矩图在C处Mc=Qm%+MA=J1.88318.44F+143097.3862=236517.5Imm在B处，Mjj=JMBV2=5O4O2.2O5Nmm计
24、算转矩，弁作转矩图7=4=986.09N加(CD段)2)在垂直面上1.F,1.,+F、以，%=0,七=一/t产=215.3N故=E-FaZ=505.8-215.3=290.5N总支承反力F1=J%+%+/=375.8+337,O3+215.32=5488VFft=QFh+F%=972.52+29().52=1OI5.(W2)计算驾矩并作弯矩图水平面弯矩图Mx=uX2=375.8X125.5=47162.9Nj11mMx=MAV=471629NJ由 2）垂直面弯矩图Mm=FAZX1.1.=215.31252.5=27020.2Nmm以=X1.)=29().5X48.5=14089.3Nnun计算
25、转矩并作转矩图T=Z=28.146Nm6 .作受力、6距和扭距图ACB7 .选用键校核低逑级大齿轮的键由表4-1选用国头平键（A型）=20121.=36tmk=0.5=6mmI=1.-b=6rut由P85公式6.1得；=2*6090=29.347MPatkid61.6x70iS6.1.,得6/=100I2OMZp1.p,键校核平安8 .按弯扭合成应力校核粕的覆度由合成药矩图和杆矩图知，C处左恻承受双大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故C搬面为危急截面,依据式15-5,并取=0.6,轴的计算应力ia=+（/）2/W=14.7MPa由表15-1SW1.1=60jW,ca.i,故平安9 .校核轴承
26、和计克寿命1 ）校核轴承A和计算寿命轴承在100C一下工作,查表11.9得fr=1.0.载荷变动小,为减速潺用轴承查表II.104=1.5得。由机械设计手册杳得7212C轴承得径向载荷Ft1.=Je匕=6071.49N当量动载荷2=r=1.84.5N因为PJ校核平安。该轮承方命该轴承寿命1.M3=1.981072）校核轴承B和计算寿命轴承在100“C一下工作，变表11.9ftf=1.O载荷变动小，为减速器用轴承查表I1.IoA=1.5得。径向技荷FBr=v+=5442.5N当量动我荷Pt1.=f,=8.1.63KN1Pfp十.润滑与密封1 .润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮
27、的圆周速度IY12WS.所以采纳将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮分度圆直径与大齿轮分度圆直径相差不大，故可以接触到油池进行润滑。轴承利用脂润滑。2 .密封方式的选择由于1,11,W轴与轴承接触处的线速度v0Ws,所以采纳毡圈密封。3 .润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200(SH0357-92)。十一.箱体结构尺寸十一、减速器铸造箱体的设计：被速器的箱体采纳铸造(HT200)制成，采纳剂分式结构为了保证齿轮佳合质玳，H1.大端盖分机体采纳协作.1 .机体有足弊的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增加了轴承座刚度2 .考虑到机体内零
28、件的润滑.密封散热.因其传动件速度小于12ms.故采纳鱼油润油.同时为了避开油搅得沉渣激起.齿顶到油池底面的即离I1.为IOmm为保证机版与机座连接处密封.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 .机体结构有良好的工艺性.铸件壁屏为上箱体8m,底座15f1.a,曝角半径为R=3。机体外型的洁，拔模便利.4 .对附件设计A视孔靛和观视孔在机盖顶部开方窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置,并有足膨的空间，以便于能伸入进行操作，现视孔有蕊板，机体上开观觇孔与凸缘一块，有便干机械加工出支承部板的表面并用垫片加强密封，盅板用铸铁制成,用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池以底处，井支用在
29、减速器不与此他部件京近的一傀，以使放油，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：油标位在便于视察减速器油面及油面枪定之处.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：由于域速器运转时，机体内温度上升，气压增大,为便于排气，在机能顶部的短觇孔改上安装通气器，以使达到体内为压力平衡.E盖螺钉：后色螺仃上的螺纹长度要大于机i联结凸缘的厚度.钉杆端部要做成圈柱形，以免破坏螺纹.F位销：为保证剂分式机体的釉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K1.世定位销，以提高定位精度.G吊钩：在机前上干脆铸出吊钩
30、和吊环，用以起吊或搬运较正的物体.箱体结构尺寸机座缝厚=0.025a38mm机Ift壁厚6I,=0.025a+38mm机座凸绿壁厚b=1.512mm机最凸绿壁厚b=1.512mm机座底凸缘壁厚22.5820nun地脚蝶打直径dr=().O36a1.218mm地脚螺打数目adiIOnun联接螺栓止间矩1.=150-215011m轴承族蝶打直径1.245mm齿轮端面与箱体内壁距离210mm西街轮潴面距禹A4=55mmdf.d1.d2至外机壁距离CI=1.2d+(5-8C1.f=24mnC1.i=20m11CI2=1.6mmdf.d1.d2至凸台边缘即肉C2C2f=22mmC21=18mmC22=1
31、.4mm机壳上部（下部）凸缘宽度K=CI+C2Kf=46mmKI=38mmK2=30m11轴承孔边缘到爆钉d1.中心线距离eN1.1.2d1.15mm轴承座凸起部分宽度1.IC1.f+C2f+(3-5)43min十二.设计总结之前我对机械设计基础这门课的相识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发觉自己学得学问太少，而且就算上课的时候再仔细听课，光兼课堂上学习的学问根本就无法解决实际问题，必需要靠自己学习。我的设计中存在许多不完备、缺修甚至是错误的地方，但由于时间的缘由，是不行能订正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到许多东西.首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资
32、源对设计来说是至关重要的。往往许多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我更习了以前学过的机械制图学问.AUTOCAD的画图水平有所提高，WoE输入、排版的技巧也有所驾驭，这些应当是我最大的收获。再次，严谨理性的看法在设计中是特别1R要的，采纳每一个数据都要有依据，设而是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计，极大的提高了我们对机械设计这门课程的驾驭和运用，让我们熟识r手册和国家标准的运用，并把我们所学的学问和将来的生产实际相结合，提育r我们分析问题并自已去解决问题的实力，也提高了我们各个方面的素养，有利于我们今后更顺当地走上工作岗位。十三.参考文献1. 机械设计课程第八版源良贵纪名刚主编高等敦化出版社2007年2. 机械设计课程设计3周元康林昌华张海兵编i著重庆高校出版社2004年3. 4机械设计师袖珍手册3毛谦健李振清主编机械工业出版社1994年4. 4好用机械设计手册上中国农业机械化科学探讨院编中国农业机械出版I98S年5. S机械原理第七版孙柢陈作模尊文杰主编高等教化出版社年2007
