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机械设计课程设计--二级斜齿圆柱齿轮减速器

机械设计（论文）说明书

题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器系别： XXX系

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

二零一二年五月一日

第一部分课程设计任务书-------------------------------3 第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3 第三部分电动机的选择--------------------------------4 第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7 第五部分齿轮的设计----------------------------------8 第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17 第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20 第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22 第九部分润滑与密封----------------------------------24 设计小结--------------------------------------------25 参考文献--------------------------------------------25

第一部分课程设计任务书

一、设计课题：

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限11年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二. 设计要求:

1.减速器装配图一张(A1或A0)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。

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. 设计V带和带轮

6. 齿轮的设计

7. 滚动轴承和传动轴的设计

8. 键联接设计

9. 箱体结构设计

10. 润滑密封设计

11. 联轴器设计

第二部分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：

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）。

计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η1η23η32η4η5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1 电动机的选择

皮带速度v:

v=0.65m/s

工作机的功率p w:

p w=

2TV

1000D=

2×693×0.65

370= 2.43 KW

电动机所需工作功率为:

p d= p w

ηa

2.43

0.81= 3 KW

执行机构的曲柄转速为:

n = 60×1000V

π×D

60×1000×0.65

π×370

= 33.6 r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为i a=16~160，电动机转速的可选范围为n d = i a×n = (16×160)×33.6 = 537.6~5376r/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Y132S-6的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速n m=960r/min，同步转速1000r/min。

2 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:

i a=n m/n=960/33.6=28.6

（2）分配传动装置传动比:

i a=i0×i

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i0=2，则减速器传动比为:

i=i a/i0=28.6/2=14.3

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12 = 1.4i = 1.4×14.3 = 4.47

则低速级的传动比为:

i23 =

i12=

14.3

4.47= 3.2

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

n I = n m/i0 = 960/2 = 480 r/min

n II = n I/i12 = 480/4.47 = 107.4 r/min

n III = n II/i23 = 107.4/3.2 = 33.6 r/min

n IV = n III = 33.6 r/min

（2)各轴输入功率:

P I = P d×η1 = 3×0.96 = 2.88 KW

P II = P I×η2?η3 = 2.88×0.98×0.97 = 2.74 KW

P III = P II×η2?η3 = 2.74×0.98×0.97 = 2.6 KW

P IV = P III×η2?η4 = 2.6×0.98×0.99 = 2.52 KW 则各轴的输出功率：

P I' = P I×0.98 = 2.82 KW

P II' = P II×0.98 = 2.69 KW

P III' = P III×0.98 = 2.55 KW

P IV' = P IV×0.98 = 2.47 KW

(3)各轴输入转矩:

T I = T d×i0×η1

电动机轴的输出转矩:

T d = 9550×

p d

n m = 9550×

960= 29.8 Nm

所以：

T I = T d×i0×η1 = 29.8×2×0.96 = 57.2 Nm T II = T I×i12×η2?η3 = 57.2×4.47×0.98×0.97 = 243.1 Nm

T III = T II×i23×η2?η3 = 243.1×3.2×0.98×0.97 = 739.5 Nm T IV = T III×η2?η4 = 739.5×0.98×0.99 = 717.5 Nm

输出转矩为：

T I' = T I×0.98 = 56.1 Nm

T II' = T II×0.98 = 238.2 Nm

T III' = T III×0.98 = 724.7 Nm

T IV' = T IV×0.98 = 703.1 Nm

第五部分 V带的设计

1 选择普通V带型号

计算功率P c:

P c = K A P d = 1.1×3 = 3.3 KW

根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。

2 确定带轮的基准直径，并验算带速

取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：

d2 = n1×d1×(1-ε)/n2 = i0×d1×(1-ε)

= 2×100×(1-0.02) = 196 mm

由手册选取d2 = 200 mm。

带速验算：

V = n m×d1×π/(60×1000)

= 960×100×π/(60×1000) = 5.02 m/s

介于5~25m/s范围内，故合适。

3 确定带长和中心距a

0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)

0.7×(100+200)≤a0≤2×(100+200)

210≤a0≤600

初定中心距a0 = 405 mm，则带长为:

L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)

= 2×405+π×(100+200)/2+(200-100)2/(4×405)=1287 mm 由表9-3选用L d = 1250 mm，确定实际中心距为：

a = a0+(L d-L0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm

4 验算小带轮上的包角α1:

α1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a

= 1800-(200-100)×57.30/386.5

= 165.20>1200

5 确定带的根数：

Z = P c/((P0+?P0)×K L×Kα)

= 3.3/((0.78+0.12)?0.93?0.96) = 4.11

故要取Z = 5根A型V带。

6 计算轴上的压力：

由初拉力公式有：

F0 = 500×P c×(2.5/Kα-1)/(Z×V)+q×V2

= 500×3.3×(2.5/0.96-1)/(5×5.02)+0.10×5.022 = 108 N 作用在轴上的压力：

F Q = 2×Z×F0×sin(α1/2)

= 2×5×108×sin(165.2/2) = 1070.9 N

第六部分齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1 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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。

1）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z1 = 23，则：

Z2 = i12×Z1 = 4.47×23 = 102.81取：Z2 = 103

2）初选螺旋角:β = 160。

2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

d1t≥32K

t T1

ψdεα

u±1

u×

Z H Z E

[σH]

确定各参数的值:

1) 试选K t = 2.5

2) T1 = 57.2 Nm

3) 选取齿宽系数ψd = 1

4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8MPa

5) 由图8-15查得节点区域系数Z H = 2.42

6) 由式8-3得：

εα = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ

= [1.88-3.2×(1/23+1/103)]×cos160 = 1.644

7) 由式8-4得：

εβ = 0.318ψd Z1tanβ = 0.318×1×23×tan160 = 2.1 8) 由式8-19得:

Zε = 4-ε

1-ε

β+

1.644= 0.78

9) 由式8-21得：

Zβ = cosβ= cos16 = 0.98

10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim2 = 530 MPa。

11) 计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkt h = 60×480×1×11×300×2×8 = 1.52×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkt h = N1/u = 1.52×109/4.47 = 3.4×108

12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.88,K HN2 = 0.9

13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1 = K HN1σHlim1

S= 0.88×650 = 572 MPa

[σH]2 = K HN2σHlim2

S= 0.9×530 = 477 MPa

许用接触应力:

[σH] = ([σH]1+[σH]2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa 3 设计计算:

小齿轮的分度圆直径:d1t:

d1t≥32K

t T1

dεα

u±1

u×

Z H Z E

[σH]

= 32×2.5×57.2×1000

1×1.644

4.47+1

4.47×?

2.42×189.8

524.5

= 54.7 mm

4 修正计算结果： 1) 确定模数：

m n =

d1t cosβ

Z1=

54.7×cos160

23= 2.29 mm

取为标准值:2.5 mm。

2) 中心距：

a = ?

Z1+Z2m n

2cosβ

()

23+103×2.5

2×cos160

= 163.8 mm

3) 螺旋角：

β = arccos ?

Z1+Z2m n

2a= arccos

()

23+103×2.5

2×163.8

= 160

4) 计算齿轮参数：

d1 = Z1m n

cosβ

23×2.5

cos160

= 60 mm

d2 = Z2m n

cosβ

103×2.5

cos160

= 268 mm b = φd×d1 = 60 mm

b圆整为整数为：b = 60 mm。

5) 计算圆周速度v:

v =

πd

1n1

60×1000

3.14×60×480

60×1000

= 1.51 m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

6) 同前，Z E = 189.8MPa 。由图8-15查得节点区域系数为:Z H = 2.42。

7) 由式8-3得：

εα = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ

= [1.88-3.2×(1/23+1/103)]×cos160 = 1.644

8) 由式8-4得：

εβ = 0.318ψd Z1tanβ = 0.318×1×23×tan160 = 2.1

9) εγ = εα+εβ = 3.744

10) 同前，取:εβ = 1

Zε = 4-ε

1-ε

β+

1.644= 0.78

11) 由式8-21得：

Zβ = cosβ= cos16 = 0.98

12) 由表8-2查得系数：K A = 1，由图8-6查得系数：K V = 1.1。

13) F t =

2T1

d1=

2×57.2×1000

60= 1906.7 N

K A F t

b= 1×1906.7

60= 31.8 < 100 Nmm

14) 由tanαt = tanαn/cosβ得：

αt = arctan(tanαn/cosβ) = arctan(tan200/cos160) = 20.70 15) 由式8-17得：

cosβb = cosβcosαn/cosαt = cos16cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表8-3得：

K Hα = K Fα = εα/cos2βb = 1.644/0.972 = 1.75 17) 由表8-4得：

K Hβ = 1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b = 1.37

18) K = K A K V K HαK Hβ = 1×1.1×1.75×1.37 = 2.64

19) 计算d1：

d1≥32KT

u±1

u×

Z H Z E ZεZβ

[σH]

= 32×2.64×57.2×1000

1×

4.47+1

4.47×?

2.42×189.8×0.78×0.98

524.5

= 54.9 mm

实际d1 = 60 > 54.9所以齿面接触疲劳强度足够。

5 校核齿根弯曲疲劳强度：

(1) 确定公式内各计算数值：

1) 当量齿数：

Z V1 = Z1/cos3β = 23/cos3160 = 25.9

Z V2 = Z2/cos3β = 103/cos3160 = 115.9

εαV = [1.88-3.2×(1/Z V1+1/Z V2)]cosβ

= [1.88-3.2×(1/25.9+1/115.9)]×cos160 = 1.662 3) 由式8-25得重合度系数：

Yε = 0.25+0.75cos2βb/εαV = 0.67

4) 由图8-26和εβ = 2.1查得螺旋角系数Yβ = 0.86

εγ

εαYε=

3.744

1.644×0.67

= 3.4

前已求得:K Hα = 1.75<3.4，故取：K Fα = 1.75 6)

[(2h

am+c

*)m

[(2×1+0.25)×2.5]

= 10.67

且前已求得:K Hβ = 1.37，由图8-12查得：K

Fβ

= 1.34

7) K = K A K V K FαK Fβ = 1×1.1×1.75×1.34 = 2.58

8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:Y Fa1 = 2.61 Y Fa2 = 2.17

应力校正系数:Y Sa1 = 1.61 Y Sa2 = 1.83

9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim1 = 500 MPa σFlim2 = 380 MPa

10) 同例8-2：

小齿轮应力循环次数:N1 = 1.52×109

大齿轮应力循环次数:N2 = 3.4×108

11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

K FN1 = 0.84 K FN2 = 0.86

12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1 = K FN1σFlim1

0.84×500

1.3= 323.1

[σF]2 = K FN2σFlim2

0.86×380

1.3= 251.4

Y Fa1Y Sa1

[σF]1=

2.61×1.61

323.1= 0.01301

Y Fa2Y Sa2

[σF]2=

2.17×1.83

251.4= 0.0158

大齿轮数值大选用。

(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

m n≥32KT

1Yβcos

d Z

1εα

Y Fa Y Sa

[σF]

= 3

2×2.58×57.2×1000×0.86×cos

16×0.0158

1×23

×1.644

= 1.62 mm

1.62≤

2.5所以强度足够。

(3) 各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d1 = 60 mm

d2 = 268 mm

b = d×d1 = 60 mm b圆整为整数为：b = 60 mm

圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 65 mm b2 = 60 mm 中心距：a = 164 mm，模数：m = 2.5 mm

（二）低速级齿轮传动的设计计算

1 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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。

1）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z3 = 25，则：

Z4 = i23×Z3 = 3.2×25 = 80取：Z4 = 80

2）初选螺旋角:β = 150。

2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

d3t≥32K

t T2

ψdεα

u±1

u×

Z H Z E

[σH]

确定各参数的值:

1) 试选K t = 2.5

2) T2 = 243.1 Nm

3) 选取齿宽系数ψd = 1

4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8MPa

5) 由图8-15查得节点区域系数Z H = 2.42

6) 由式8-3得：

εα = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosβ

= [1.88-3.2×(1/25+1/80)]×cos150 = 1.644

7) 由式8-4得：

εβ = 0.318ψd Z3tanβ = 0.318×1×25×tan150 = 2.13 8) 由式8-19得:

Zε = 4-ε

1-ε

β+

1.644= 0.78

9) 由式8-21得：

Zβ = cosβ= cos15 = 0.98

10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim2 = 530 MPa。

11) 计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkt h = 60×107.4×1×11×300×2×8 = 3.4×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkt h = N3/u = 3.4×108/3.2 = 1.06×108

12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:K HN3 = 0.9,K HN4 = 0.92

13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]3 = K HN3σHlim3

S= 0.9×650 = 585 MPa

[σH]4 = K HN4σHlim4

S= 0.92×530 = 487.6 MPa

许用接触应力:

[σH] = ([σH]3+[σH]4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa 3 设计计算:

小齿轮的分度圆直径:d3t:

d3t≥32K

t T2

dεα

u±1

u×

Z H Z E

[σH]

= 32×2.5×243.1×1000

1×1.644

3.2+1

3.2×?

2.42×189.8

536.3

= 89.3 mm

4 修正计算结果：

m n =

d3t cosβ

Z3=

89.3×cos150

25= 3.45 mm

取为标准值:3.5 mm。

2) 中心距：

a = ?

Z3+Z4m n

2cosβ

()

25+80×3.5

2×cos150

= 190.2 mm

3) 螺旋角：

β = arccos ?

Z3+Z4m n

2a= arccos

()

25+80×3.5

2×190.2

= 150

4) 计算齿轮参数：

d3 = Z3m n

cosβ

25×3.5

cos150

= 90 mm

d4 = Z4m n

cosβ

80×3.5

cos150

= 290 mm b = φd×d3 = 90 mm

b圆整为整数为：b = 90 mm。

5) 计算圆周速度v:

v =

πd

3n2

60×1000

3.14×90×107.4

60×1000

= 0.51 m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

6) 同前，Z E = 189.8MPa 。由图8-15查得节点区域系数为:Z H = 2.42。

7) 由式8-3得：

εα = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosβ

= [1.88-3.2×(1/25+1/80)]×cos150 = 1.654