机械设计课程设计计算说明书-二级展开式圆柱斜齿轮减速器

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 专业 班设计者 指导老师 2012年12月26日西安西安交通大学城市学院目 录一、设计任务书-（2）二、传动方案的拟定-（2）三、电动机的选择和计算-（3）四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算-（4）五、联轴器的选择- -（5）六、轴的设计计算-（6）七、铸铁箱体结构尺寸-（14）八、轴的设计-（15）九、轴的校核- -（17）十、轴承的校核-（21）十一、键的选择与校核-（23）十二、减速器附件设计-（23）十三、润滑与密封-（30）十四、设计小结-(26)十五、参考资料-（26）设 计 计 算 内 容计算结果一、设计任务书

2、1要求：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用年限8年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差。2已知：带的圆周力F=1900N，带速度V=2.45m/s,卷筒直径D=360mm。3设计任务：减速器装配图一张； 零件工作图2张； 零件说明书1份。二、传动方案的拟定传动方案如下图1所示：26三 电动机选择1.电动机的类型和结构形式的选择 经综合分析，选用Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。 Y系列电动机，额定电压为380V，额定频率为50HZ.。 本设计中电动机采用封闭式结构。2.电动机容量的选择 工作机所需功率 传动装置总效率 所

3、需电机输出 滚筒转速 综合考虑，选Y132M2-6，Ped=5.5kW nm=960r/min四、 整个传动系统运动和动力参数的选择与计算1. 传动装置所要求的总传动比为： 同时 i1高速级传动比 由 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似取1.4 高速级传动比 低速级传动比 2. 传动装置的运动和动力参数（1）.各轴的转速： 轴： 轴： 轴: (2).各轴的输入功率（kw） 轴： 轴： 轴: 滚筒： （3）各轴输入扭矩的计算（Nm） 电动机轴的输出转矩为： 故，轴： 轴： 轴： 滚筒： 将各轴的运动和动力参数列于表1。 表1 各轴的运动和动力参数轴 号功 率转 矩T/(N.m)转 速传动比效率

4、电动机轴5.41953.90896010.99轴5.36553.3699603.09840.96轴5.152158.609309.3872.38340.96轴4.947363.021129.99810.96卷筒轴4.751348.609129.998 五.联轴器的选择 最小轴径 轴： II 轴： 轴： 电动机轴径 d=38mm轴：主动 J1型轴孔 C型键槽 d=38mm L1=82mm 从动 J1型轴孔 C型键槽 d=32mm L1=82mm TL6型联轴器 GB/T 4323-84六轴的设计计算1.高速级齿轮传动设计1).齿轮材料，热处理 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用

5、软齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS，取小齿轮齿数=27高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS，大齿轮齿数 取Z=85. 误差小于5% 2)初步设计齿轮传动的主要尺寸(1).确定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮Flim =220MPa 小齿轮Flim =250MPa .寿命次数 应力循环次数 YN1=0.88 YN2=0.93 .试验齿轮应力修正系数 YST=2.最小安全系数 按一般可靠度 SFmin=1.25.许用弯曲应力 (2).确定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮Hlim =580MPa 小齿轮Hlim =550MPa

6、.寿命系数 应力循环次数 ZN1=0.9 ZN2=0.92.最小安全系数 按一般可靠度 SHmin=1.许用接触应力 H2H1，取H=H2=506MPa (3).按齿面接触强度确定中心距载荷系数 设齿轮按8级精度制造 电机驱动，轻微振动 取K=1.2齿宽系数 按非对称布置软齿面取 .弹性系数 ZE=189.84. 节点区域系数 初设螺旋角 ZH=2.465.重合度系数 端面重合度 轴向重合度 6. 螺旋角系数 7. 设计中心距 取mn=2，重求中心距圆整中心距，取a=115mm调整 (4).确定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=27 z2=85 2.模数 mn=2mm 3.实际齿数比 4.确定分

7、度圆直径 5.确定齿宽 取b=b2=55mm b1=b2+5=60mm (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 YFa1=2.586 YSa1=1.597 YFa2=2.174 YSa2=1.796 3.重合度系数Y 重新计算端面重合度 4.螺旋角系数 由及1，取Y=0.83 5.校核弯曲强度 = (6).设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数mn=2mm 齿数z1=27 z2=85 齿宽 b2=55mm b1=60mm 分度圆直径 d1=55.446 mm d2=178.661 mm 中心距 a=115 mm 螺旋角=13.116 齿轮精度 8级 齿轮材料

8、小齿轮 45钢，调质，230-250HBS 大齿轮 45钢，正火，190-210HBS1.低速级齿轮传动设计1).齿轮材料，热处理 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS，取小齿轮齿数=39高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS，大齿轮齿数 取Z=101. 误差小于5% 2)初步设计齿轮传动的主要尺寸(1).确定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮Flim =220MPa 小齿轮Flim =250MPa .寿命次数 应力循环次数 YN2=0.93 YN2=0.99 .试验齿轮应力修正系

9、数 YST=2.最小安全系数 按一般可靠度 SFmin=1.25.许用弯曲应力 (2).确定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮Hlim =550MPa 小齿轮Hlim =580MPa .寿命系数 应力循环次数 ZN2=0.92 ZN3=0.98.最小安全系数 按一般可靠度 SHmin=1.许用接触应力 H2H3，取H=H2=533.6MPa (3).按齿面接触强度确定中心距载荷系数 设齿轮按8级精度制造 电机驱动，轻微振动 取K=1.2齿宽系数 按对称布置软齿面取 .弹性系数 ZE=189.85. 节点区域系数 初设螺旋角 ZH=2.465.重合度系数 端面重合度 轴向重合度 8. 螺旋角系

10、数 9. 设计中心距 取mn=2，重求中心距圆整中心距，取a=135mm调整 (4).确定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=39 z2=92 2.模数 mn=2mm 3.实际齿数比 4.确定分度圆直径 5.确定齿宽 取b=b2=80mm b1=b2+5=85mm (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 YFa1=2.37 YSa1=1.675 YFa2=2.18 YSa2=1.79 3.重合度系数Y 重新计算端面重合度 4.螺旋角系数 由及1，取Y=0.84 5.校核弯曲强度 = (6).设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数mn=2mm 齿数z1=39 z2=

11、92 齿宽 b2=80mm b1=85mm 分度圆直径 d1=80.385 mm d2=189.618mm 中心距 a=135 mm 螺旋角=13.116 齿轮精度 8级 齿轮材料 小齿轮 45钢，调质，230-250HBS 大齿轮 45钢，正火，190-210HBS 七. 铸铁箱体结构尺寸箱座壁厚： =0.025a+3=7mm 取=10mm箱盖壁厚： 1=0.8=8mm 箱座凸缘厚度 b=1.5=15mm箱盖凸缘厚度 b1=1.51=15mm箱底座凸缘厚度：b2=2.5=25mm地脚螺栓直径：df=0.036a+12=16.86mm 取M20 df=18.376mm地脚螺栓数目：n=4轴承旁

12、连接螺栓直径：d1=0.75df=13.32mm 取M16 d1=14.761mm箱盖与箱座连接螺栓直径：d2=0.5df=8.34mm 取M10 d2=8.376mm轴承端盖螺钉直径：d3=0.4df=6.744mm 取 M8视孔盖螺钉直径：d4=0.4df=6.744mm 取M8定位销直径：d=0.8d2=83.35mm 取4df、d1、d2至外箱壁距离 df c1=26mm c2=24mmdf、d2至凸缘边缘的距离 d1 c1=30mm c2=20mm d2 c1=16mm c2=14mm轴承旁凸台半径 R1=c2=20mm凸台高度 h=58mm外箱壁至轴承座的距离 l1=c1+c2+5

13、0mm大齿轮顶圆与内机避的距离 1=20mm齿轮端面与内机壁距离 2=10mm箱盖肋厚m1=0.851=6.8mm 取7mm箱座肋厚m=0.85=10.2mm 取10mm轴承端盖外径 凸缘式端盖 轴:D2=D+5d3=113.37mm 取 115mm 轴:D2=D+5d3=123.37mm 取 125mm 轴:D2=D+5d3=153.37mm 取 155mm轴承旁联接螺栓距离 轴：s=D2=115mm 轴：s=D2=125mm 轴：s=D2=155mm八 轴的设计轴的结构设计：1、高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定： ：最小直径，安装联轴器的外伸段，= ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位

14、要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=38mm ：滚动轴承处轴段，=40 mm ，滚动轴承选择7208C，其尺寸为 ：轴肩，=47 mm 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。 ：轴肩，=47 mm ：滚动轴承处轴段，=40 mm.（2）各轴段长度的确定： ：由联轴器的毂孔宽确定，=80 ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=83 ：由滚动轴承装配关系等确定，=18 ：由装配关系，箱体结构等确定，=14 ：由高速级齿轮宽度B1=55确定，=55 ：取为=117 ：由滚动轴承装配关系等确定，=182、中间轴的结构设

15、计（1） 各轴段直径的确定： ：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承 选取7408C, 其尺寸为 ：轴环，根据齿轮轴承等轴向定位要求，=45 ：高速级大齿轮轴段，=52 ：轴肩，=60 齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。 所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。 轴肩，=60 ：滚动轴承处轴段，=40 mm （2）各轴段长度的确定： ：由滚动轴承装配关系等确定，=21 ：轴肩宽度，=12 ：由高速级大齿轮宽度B1=62.4确定，=63. ：轴肩宽度，=14 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，=85 ：轴肩宽度，=30 ：由滚动轴承装配关系等确定3、低速轴的结构设

16、计（1）各轴段直径的确定： ：滚动轴承处轴段，=55 mm，滚动轴承选取7311C，尺寸为 ：过渡轴段=66 mm ：轴肩，根据齿轮的轴向定位要求，=72 mm ：低速级大齿轮轴段，=66mm ：轴环，根据齿轮和轴承的轴向定位要求=60mm ：滚动轴承处轴段=55mm ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的 标准（拟采用毡圈密封），=54 mm ：最小直径，安装联轴器的外伸段，（2）各轴段长度的确定： ：由滚动轴承装配关系等确定，=30 ：过渡轴段，=80.5 ：轴肩，=10 ：由低速级大齿轮宽度，=94 ：轴环，=9.5 ：滚动轴承处轴段，=28 ：密封处轴段，取=61 ：安装

17、联轴器的外伸段 九、轴的校核中间轴的校核 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=200mm，高速级大齿轮的力作用点B到支点A距离L1=49.5mm，两齿轮的力作用点之间的距离L2=89.5mm，低速级小齿轮的力作用点C到右支点D距离L3=61mm。 图2 轴的力学模型及转矩、弯矩图 a) 力学模型图 b) V面力学模型图 c) V面弯矩图 d) H面力学模型图 e) H面弯矩图 f) 合成弯矩图 g) 转矩图 （1）计算轴上的作用力： 高速级大齿轮：低速级大齿轮： （2）、绘制轴的力学模型图2a。（3）.求垂直面支反力，见图2b。作垂

18、直面弯矩图2c 由绕支点A的力矩和，得： 方向向上 同理，由由绕支点D的力矩和,得： 方向向上 MBV=FAVL1=-157608Nmm MDV=FDVL3=155000Nmm（4）.水平面支反力，见图2d。水平面弯矩图2e 由绕支点A的力矩和，得： 方向向上 同理，由由绕支点D的力矩和,得： 方向向上MBH=L1FAH=-16565.571NmmMCH=L3FDH=-26138.561Nmm(5）.合成弯矩图，见图2f。 B处： D处：（6）.转矩图，见图2g。 （7）.当量弯矩 比较MB、MC可知，当量弯矩最大处是C截面处 （8） 计算危险截面直径 查表得 小于设计轴径 十、轴承的校核轴滚

19、动轴承的校核1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由速轴的结构设计，选取7308C，其基本参数查资受力分析如图3图31、 作用轴上的外力及支反力。 2、 计算轴承的当量动载荷 A、正确标出内部SA、SB的方向 B、计算两轴承的轴向载荷SA、SB 试选e=0.43 则由 C、水平方向（轴向）的静力平衡 因 则 需有所得的A值验证一下，比值与试取界限值e0时的相应比值是否相等： 与对应的误差较大 与试取的已很接近 D、参照上次试算结果，重新取界限值e 轴承：重新取 则 再验证，与对应的已很接近3、计算轴承的当量动载荷P1、 P2 轴承A XA=0.44 Y1=1.30 轴承D

20、 查表17-5 XD=1 Y1=0 4、 由预期寿命求所需的 ，即应按轴承2计算 十一键的选择与校核低速轴上键：低速轴伸出段轴端处轴径d=48mm 轴毂长110mm 查表得b=14mm h=9mm L=100mm采用A型普通平键 45钢 查表得=100200MPa键的工作长度l=L-b=86mm=37.533MPa100MPa键连接强度足够十二、减速器附件的设计1、 窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下AA1A2B1B2d4h170230200120906102、通气器选用简单式通气器参照机械设计 课程设计表6-18，选用M121.25型通气器DD1sLlad11816.51

21、41910A43、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定轴系部件的轴向位置，现确定尺寸如下：以下依次为低速轴，中间轴，高速轴的轴承端盖轴承外径（D）螺栓直径（d3）螺栓数目（n）轴115mmM84轴125mmM86轴155mmM864、定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=8mm。5、起箱螺钉为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉M8，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。 6、油标 指示减速箱内油面的高度，本处选用杆式油标，尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12416635128526227、放油孔及放

22、油螺塞 排放减速箱体内污油和便于清洗箱体内部，尺寸如下：dD0LlaDSD1d1HM141.5222212319.61716.151528、起吊装置 便于减速器的搬运，选用吊环，尺寸如下RHd143214十三、润滑与密封由于该减速器是一般齿轮减速器，故采用油润滑。输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单，所以用毡圈密封。十四、设计小结 这次的课程设计,

23、对于培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,培养解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面起到了重要的作用 ，而且设计必须抱有严谨的态度，这种态度必须从每一个小的细节做起，细节决定成败。 金无足赤，人无完人，设计亦无完美。不断积累经验才会让设计人更强大。十五、参考资料机械原理及机械设计主编：诸文俊 钟发祥西北大学出版社机械设计课程设计主编：任金泉 西安交通大学出版社Pw=4.849kWPd=7.0448kWn=130r/minY132M2-6Ped=5.5kW nm=960r/mini1=3.0984i=2.3834mn=2mmz1=27 z2=85b2=55mm b1=60mmd1=55.446 mmd2=178.661 mma=115 mm=13.116mn=2mmz1=39 z2=92b2=80mm b1=85mmd1=80.385mm d2=189.618mma=135 mm=13.116MBV=-157608Nmm MDV=155000NmmMBH=-16565.571NmmMCH=-26138.561Nmmb=14mm h=9mm L=100mm