二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书.docx

机械设计课程设计（二级斜齿轮减速器）学校:海南高校学院：机电工程专业：毛机械电子工程2班姓名:张良飞学号：课程设计书二设计要求.三设计步骤.1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装巴的总传动比和安排传动比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 .键联接设计四参考资料.一.课程设计书设计课题：传送带的初始拉力为250(N传送带卷筒的直径为100nun,滚筒线速度为I.30ms,减速器为中批量生产,应用于矿山废料的运输,受中等冲击,机器要求最短运用时间为8年(每年按300天计算)，每天两班制，试设计该她速器卷筒转速62.1rmin二.设计要求1 .减速器装配图一张(A1.)。2 .零件图23张(A3)。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安排传动比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 .键联接设计1 .传动装置总体设计方案：1 .组成：传动装置由电机、减速器。2 .特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向我荷分布不匀称,要求轴仃较大的刚度。3 .确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，其传动方案如下:（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（绽开式）。传动装置的总效率生儿=必“*/”=0.96X0.98,XO.952×0.97X0.96-0.850：1.为V带的效率，小为笫对轴承的效率,不为其次对轴承的；.一%:对轴承的效电.小为每时齿轮岫介传动的效率（齿轮为7级精度.油脂涧责.因是用于矿山机械,采纳闭式效率计算几2 .电动机的选择滚筒线速度为I.30ms=62.1rmin=1.O1.rs.D40011un-0.-ImP-FV-（2500*1.30）/1000-3.25KW电动机所需工作功率为：P4=P*=3.25O.759=3.824kw经查表按举存的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比2=9-25,则总传动比合理范图为i'a=925.电动机转速的可选范围为n4=i；Xn-（9-25）31.05=279.45776.25rnin综合考虑电动机和传动装巴的尺寸、亟量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为YI6OMI-8的三相异步电动机，额定功率为Ikw,满载转速Mm=750r/min，1.>J步转速720rmin方电动机S1.«定电动机转速电动机*考传动装的传动比案号功率P,min、价格元同步总传减速器kwIYI60MI.84750720118050012I123.确定传动装置的总传动比和安排传动比（1） 总传动比由选定的电动机酒载转速n*和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为O-n-n=72062.1.=11.594取i12（2） 安排传动装置传动比1.iUXi式中0J1分别为带传动和减速器的传动比。依据各原则，查图得高速级传动比为；=3,则八="i=44.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速11=n/J0=72（）rminZJffn1.fii720/4180rminnsnu/i2I805.9=60.5rninnn=n1.g60.5r/min（2）各轴输入功率P,=PgX%=4×0.96=3.81.kWP11=p1.×z×7,=3.84X0.98×0.95=3.575kW/=S×112×%=3.575×0.98×0.95=3.328kWPn.=Pg×2×114=3.328×0.98×0.97=3.164kW则各轴的输出功率：P1=P1×0.98=3.7632kWP11=P11×0.98=3.5kWP1.S=PtaX0.98=3.261IkWPft=P1.t×0.98=3.1kW（3）各轴输入转矩=j×4×,hN-m电动机轴的输出转矩7；-955O1-9550×3.84/720=50.9N.所以：T1=T,×rt=38.2×0.96-36.672Nm=50.9X0.96=48.864Ta=T,×i1×i×%=48.864×4×0.98X0.95=181.97N11Ta=T1.1.×ii×7.×7.1.-81.97×5.9×0.98×0.95=999.54N-mTn=Ta×小X%=999.54X0.95XO.97-921Nm输出转矩：T1=T1×0.98=47.89NmTbTb×0.98-178.3N-mTs=TisX0.98-979.55NmTn=TXO.98-902.6Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率PKV转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.847201轴3.843.763248.86417.897202轴3.5753.5181.97178.32403轴3.3283.2614999.54979.55624轴3.1613.1921902.6626.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计尊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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45*钢调峡.尚向烈度为小齿轮280HBS取小齿齿数4=24高逑级大齿轮选用45"钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ,=i×Z,=4×24=96.B=14°=20o齿轮精度按GBEOo951998,选择7级，齿根喷丸强化。2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计d1.1.X也X(2俘互尸V%“/确定各参数的值：试选Kr=I.6查课本.选取区域系数Zw=2.433由课本J=O.78a2=0.82则4=0.78+0.82=1.6由课本计算应力值环数N1=60n1jti=60×180×1.×<2×8×300)=4.147×108hN,=4.45×10fch#(4为齿数比，即4=今)Z1.查课本得：KHM=O93Khn2=O.96齿轮的疲惫强度极限取失效概率为1%,平安系数S=I1.,1.=1.=().93×550=511.5MPaSw,=X*工=0.96X450=432MPaS许用接触应力,d=(,+tzJ,)2=(511.5+432)/2=471.75MPa查课本由得：Zr=189.8MPu合=1T-95.5X10SX1.n1.5.5×IO5×3.81/720=5.IX104N.mZ=(C0S14)«=0.985a-24×(tan29.974-tan20.562)+96X(tan24.038°-tan20.562°)÷211=1.85B1.×24×tan1411=1.905Zr=(4-1.85)÷3×(1-1.905)+(1.905÷I,85)-0.9813 .设计计算小齿轮的分度圆直径d“2K7X"±IX2ZZfiZ1uw1.2×1.6×5.1.x1.()*5z2.433×0.985×0.981×189.8x,×-×()-=43.9¼m14471.75计算圆周速度。皿画3.14x43.93×720,ccj=51.J-=1.655m/.s60×100O60x1000计算齿宽b和模数*计算齿宽bb轨Xdt1.-43.93mm计算摸数m1.,初选螺旋角夕二1/dtrcos_43.93XCOS1.424,n'zt=计算齿宽与高之比%齿高h-2.25mw-2.25X2.5-5.625mm%;43%-9.76计算纵向重合度ep=0.318jZ1.tan=0.318I×24×tan14'=1.903计算载荷系数K运用系数KA=I依据v=1.3(M"s,7级精度，查课本由得动感系数KV=I.07,杳课本的表IOF得K期：KW=I.309查课本由耳”表IO-13得：K“=1.35查课本由表10-3得：KHa=KFa=1.2故载荷系数：K=KdK>KwKt1.fi=1×1.07×1.2×1309=1.681按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1.=d1.z3J西=43.93×J詈=45.86nn计算模数m“d.cos43.93×cos141_zn,=-i-=XJ1.bnvnZ1244.齿根弯曲疲惫强度设计由弯曲强度的设计公式/J向严再%Z、£“t确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩7i=5IkNm确定齿数Z因为是硬齿面，故取zi=24,z2=ia12=4×24=96计算当应齿数zH=zcos4=24/cos'14=26.277.vi=z2cos=9(xcos114=105.1 初选齿宽系数d按对称布置，由表查得"=09 初选螺旋角初定螺旋角14, 投荷系数KK=KAKVKr.K»=1.×1.07×1.2×1.35=1.73 查取齿形系数Ya和应力校正系数Y&查课本得：齿形系数YA1.=2.592Y2=2.2II应力校正系数Y&1.=1.596Y2=1.774 重合度系数Y，端面重合度近似为=1.88-3.2×(+)cos/7=1.88-3.2×(124+1/96)Z1.Z2×cos1.4=1.636at-arctg(tg%COS力)=arctg<tg20*/cos14)=20.64690,A三加坦也向。Sq)=I4.07609因为J=Mcos"自，则重合度系数为Y，=0.25+0.75cos'4/C=O.673 螺旋角系数Y，轴向重合度S=6沏例加,=4393XSin1.4"=9|11×1.776丫，=I->60虱=0.78 计算大小齿轮的f1.平安系数由表查得Sn=1.25工作寿命两班制，8年，年年工作300天小齿轮应力循环次数N1.=60nkt4=60×720×1.×8×300×2×8=1.6588×IO9火齿轮应力循环次数N2=Nu=1.6588XI()93.24=5I2X10查课本表10-2OC得到弯曲疲惫强度极限小齿轮fn=500MPa大齿轮rf2=380MPa查课本由得弯曲疲惫寿命系数：Kevi=O.86Kf,v2=0.93取弯曲疲惫平安系数S=1.4,1=4W也=P86X500=307.14S1.4j,=幺包.=0938=252.43S1.4jVv=2592x1.596=0()|347j1.307.14>s1.211x1.77401554<7,252.43大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数J12×1.73×4.86×IO4X0.78XCOS214X0.01554Cm>J；mm=2.45/«?"IX242X1.655对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法而模数，按GBr门357-1987圆整为标准模数.取mn=2mm但为了同时满意接触疲惫强度，须耍按接触疲惫强度算得的分度/直径%-13.93.“”来计算应有的齿数.于是由:43.93XCoSq=21.31HZZ1=22那么z2=4X22=88几何尺寸计算计算中心距a-叫-C2.殁113.37“2cos2×Cos1.4将中心距圆整为I1.Omm按圆整后的中心距修正螺旋向Ii(Z1.+Z,)m,1.(22+88)×2,.,=arccos-!=1.=arccos-=14.012a2×110因/值变更不多.故参数a,ZA等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径,三Hn22×2.5UU-Od.=三=55./8mmCoSzJcos14.O1._2mn66X2,5o1.d,="=166.21mmcos/?cos14.01计算齿轮宽度BJ1.=0.9X55.78=5().2wm圆整的B2=454=50（二）低速级齿轮传动的设计计算（1）材料：低速级小齿轮选用45'钢调质，齿面硬度为小例轮280HBS取小齿齿数Z1=22速级大齿轮选用45''钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz,=4X22=88齿轮精度按GBEoo95-1998,选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1 .确定公式内的各计算数值试选K,=1.6查课本选取区域系数Z“-2.45试选尸=12”.查课本由10-26查得a1.=0.83a2=0.88a=Q.83÷O.88=1.71应力循环次数N1.=60×n2×j×1.=60×193.24×1×(2×10×250×8)=4.45X10"N,=1.J45?UOI=9082 i3.2由课本杳得接触疲惫寿命系数Kwm=0.94Kh,v2=O.97按齿面硬度杳得小齿轮的接触疲惫强度极限6八“”=60（）MRJ.大为轮的接触疲惫强度极限b,hn=55OMP.取失效概率为1%.平安系数S=I.则接触疲惫许用应力=564MPa=0.98X550“=517MPawJ=540.5MPa查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z”189.8MP1.I选取齿宽系数内=1T=95.5×105×PJn2=95.5×105×2.90/193.24=14.33X104N.mj、2K,T.u±1.ZHZ"皿、J2×I.6×I4.33×IO,3.332.45×189.81,rfr-×-X(-)*=H-X×(一产"M为u(wV1×1.712.33540.5=65.71mm2.计算例周速度j,>*X66X208.7_,=Ui=0.665rn!s60×IO(X)6()×I(X)O3.4.计算齿宽b=概d1.,=0.9×66=58.4nun1Z55计算齿宽与齿高之比%iniir4,COSzy65.71Xcos12CrU模数=k=-=2.75mmNI-AJ齿高h=2.25XmttI=2.25X2.75=5.4621fn%=65.71/5.4621=12.035 .计算纵向重合度fi=O.318,z,tan三0.318×30×tan12=2.()286 .计算载荷系数KK"P=1.I2+0.18(1+0.6南腐+0.23×IO-3Xb=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×IOj×65.71=1.4231运用系数KA=I同高速齿轮的设计,查表选取各数值K,=1.04KFf=I.35Kwn=Kf=1.,2故教荷系数K=K.K1.K1.1.fK1.1.1.t=I×1.04X1.2×1.4231=1.7767 .按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d“酝=65.71×J-P=66mm计算模数叫=查皿=7291c0s1.2=2伪z1.303.按齿根弯曲强度设计底四型X盘碑定公式内各计算数值<I）计算小齿轮传递的转矩7i=751.72kNm（2） 确定齿数Z因为是硬齿面，故取z=22,Z2=i×zi=4×22=88（3） 初选出宽系数Od按对称布置，由表查得*d=I（4） 初选螺旋角初定螺旋角P=12（5） 载荷系数KK=KxK>KFCK肆=IX1.04X1.2X1.35=1.6848（6）当量齿数zu=zcos3£=32/cos'12=32.056z*2=z2cosj=66cos,12=74.797由课本表10-5查得齿形系数Y然和应力修正系数Y&%=2.491.匕叱=2232rs1.=1.636,2=1.751（7） 螺旋角系数Y，轴向重合度“皿夕你闷/T=2.o3YQ=I-J£/120,=0797<8）计算大小齿轮的幺区fI查课本由Az图10-20c得齿轮弯曲疲惫强度极限re,=500fAtra=380Pr查课本由外”图10-18得弯曲疲惫寿命系数Kftvi=O.90Kf,v2=0.93S=1.4r1=OO=321.43S1.4O二甘=25243代计算大小齿轮的聿”,并加以比较t0.01268=0.01548=2.491X1.636,-321.43YmFm2.232x1.751f2=252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数、J2×1.6848×1.433×1Os×0.797×cos312×0.01548i11.；mm=2.859“"VI×302x1.7I对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数m“大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，按GIVn357-1987恻整为标准模数,取叫=3mm但为门同时满意接触疲惫强度，须耍按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1-66三n来计算应有的齿数.z-66xcosI2=2234取z尸22ff1.,Z2=4x22=88初算主要尺寸计算中心距a'+二个=(22+88)3=68.71,w,2cosfi2×Cos1.2将中心距圆整为168mm修正螺旋角(Z1.+Z,)M11(3O+7O)×217u,=arccos-!i_-=arccos=13.862a2×68.71因£值变更不多,故参数4,，ZA等不必修正分度圆直径.Zw1,22×3UCAOd.=67.487WMcoscos12d,-=混x*=258.192mmcos/cos12计算齿轮宽度b=%d、=0.9×67.48=60.732=60也0整后取B=ff)n=55"Im7.传动轴承和传动轴的设计1.传动轴承的设计,求输出釉上的功率P-转速r转矩。P,=3.326KWnj=62rmin=38I.43N.m.求作用在齿轮上的力已知低速级大的轮的分度圆直径为di=210huhU2T32x381.43而F1=-r=4348.16Nd,24（）×103Ff=F,-=4348.16-tan20=1630.06rr'COSzyCoSI3.86”Fe=F.tan=4348.16×0.246734=1072.84N圆周力F,径向力Ff及轴向力FI1.的方向如图示：.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,依据课本PW表15-3取4=112<,1.1.a=A1,=31.763/Wn取32输出轴的最小直径明显是安装联轴涔处的直径4，为了使所选的轴与联轴蹲吻合，故需同时选取联轴器的型号查课本,选取K“=1.5兀=K"=1.5X311.35=467.0275N-m因为计算转矩小丁联轴器公称转矩,所以查机械设计手册22-112选取1.T7型弹性套柱销联轴器具公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径4=32”儿故取4=32”.半联轴器的长.尊=112n1半联轴器与轴配合的毅孔长度为I=84"4. ）.依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满意半联轴心的要求的轴向定位要求，I71轴段右端须要制出轴肩，故取II-In的直径4=47三;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50半联轴器与轴配合的轮教孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I1【的长度应比略短一些,现取（n=82"M 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.参照工作要求并依据4mu=47"V，由轴承产品书目中初步选取O基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7008C型.对于选取的通向珀接触球轴承其尺寸为的dXOX8=4()>t×S()nnX1iinun,故-v=4-=40ww:而-va=18"M".右端滚动轴承采纳轴周进行轴向定位,由手册上查得7010f型轴承定位轴肩高度h>O.O7d.取力=3.5"vn,因此外,_丫=57un, 取安装齿轮处的轴段=58而；齿轮的右端与左轴承之间采纳套筒定位,已知齿轮数的宽度为75mm,为了使套筒端面牢靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毅宽度，故取=729.齿轮的左端采纳轴用定位，轴肩高3.5,取出7=65v.轴环宽度bAh,i.b=8mm. 轴承端盖的总宽度为2011m(由减速器及轴承端盖的结构设计而定),依据轴承端萩的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盏的外端面与半联轴器右端面间的距离/=3<)nn,故取.=5()心. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16“，两圆柱齿轮间的距离c=20"1m.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岗s,取s=8"g.已知滚动轴承宽度T=16E,高速齿轮轮殷长1.-5O11rw,则u,1.1.=7+s+(75-72)=(16+8+16+3)nun=43vnv-v=1.+s+c+a-1.1.v-v.w=(5()+8+20+16-24-S)mm=62mm至此，己初步确定r轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先依据结构图作出轴的计和简图，确定顶轴承的支点位置时，S机械设计手册20-14920.6-7.对丁70IOC型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承路距.1.2+1.,=114.8nw+60.8/nr=175.6mnF加=:rf=4348.1.6-=15()6f1.2+1.yI/5.6%,，=5=41.8.16×-=2843,m'1.2+1.i,175.6Fw2=Fr-Fw2=1630-8()9=821jVM11=172888.8Nw”Mv=FwtI.2=SO9X114.8=92873.2fnunMy2=Fw,1.,=821X«).8=49916.8NFimMI=XMRM-1.=1728892+928732=196255rmmW,=179951Nnvn从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度依据JM2+(叫)2=1196255?+(1)<311.35)2W1.0.1x27465前已选轴材料为45钢.调质处理。查表15-1得gJ=60MP,1.1.<1.此轴合理平安7. 精确校核轴的疲惫强度.推断危急截面技面A,H,11,B只受扭矩作用,所以AI1.111B无需校核.从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看,截面V1.和W处过盈协作引起的应力集中最严峻,从受教来看,截面C上的应力最大.截面V1.的应力集中的影响和截面Vi1.的相近,但是截面V1.不受扭矩作用，同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面Cjt虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面IV和V明显更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知.键槽的应力集中较系数比过盈协作的小，因而,该轴只需胶介被而VI1.左右两侧需验证即可.截面m左侧。抗弯系数W=O.1<3三O.1.×5Oj=125OO抗扭系数h=0.2-0.2×50'-25000截面Vn的右侧的弯矩M为M=f,60816=I44609Nwh60.8截面IV上的扭矩T为了产311.35Nm截面上的弯曲应力M1446()9,yf,=I.5MPa6W12500截面上的扭转应力%=萨蠕=245.轴的材料为45钢。调防处理。由课本杳得:a=MOMP1Gi=275优，,=55MPu32.0D58因一=0.04=1.16(150d50经插入后得5=2.0r=.31轴性系数为q=0.82%=0.85二KJHq。仞-D=1.82Kf=1.+<7r(r-1.)=1.26所以分=0.67/=0.82凡=4=0.92综合系数为：K,=28碳钢的特性系数a=0.1-0.2取0.1,=0.05-0.1取0.05平安系数SgSa=25.13KRII+.OMS=13.71SM,>S'=10.5S=1.5所以它是平安的截面IV右例抗弯系数W=0.1J,=0.Ix50'=12500扰扭系数m=0.2d3=0.2x50'=25000截面IV左侧的弯矩M为M=133560截面IV上的扭矩/为T,=295技面上的弯曲应力6,=塔黑=Io.68WI25(X)截面上的扭转应力T,294930,。八IrKa1r,=11.8O.k=-+W,25(X)04Ar1=2.8KK,=-+-1=1.62明,所以g=0.67综合系数为：Kff=2.8Kf=I.62碳钢的特性系数n=0.10.2取0.1平安系数5,*Er=().82n=r=092t=0.050.1取0.05Str=W=25.13K11o+,jnS=13.71'W+*VS5.v/("r=10.5S=1.5所以它是平安的8.键的设计和计算选择健联接的类星和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.依据d,=55%=65查表6-1取：键宽b2=16h,=101.2=36b3=20hj=121.,=50校和键联接的强度查表6-2得0：H1.OMPiI工作长度I2=1.2-b2=36-16=20I3=1.y-b3=50-20=30键与轮毅键槽的接触高度K,=0.5h,=5K1=O.5h,=6由式(6-1)得:27；X1.O-21d72×I43.53×I()(X)5×2O×55=52.20%27；X10'Kdd323*3.22630×65<j两者都合适取健标记为：钺2：16X36AGB/T1096-1979键3：20×50AGB/T1096-1979五参考文献机械设计教程西北工业高校出版社濮良贵机械零件手册机械工业出版社机械设计课程设计指导书(第2版)高等教化出版社