单级斜齿圆柱齿轮减速器设计.doc

1、 目 录一.设计要求 二.设计数据 三.设计内容及工作量 四 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. 箱体结构的设计 10. 润滑密封设计 11.联轴器设计 五 设计小结 六 参考资料 一. 设计要求 1、设计任务 带式输送机传动系统。要求传动系统中含有带传动及单级圆柱齿轮减速器。2、工作条件两班工作制，工作载荷平稳，电压为380/220V三相交流电源，减速器寿命5年。二 设计数据名目原始数据输送带有效拉力

2、F（N） 8300输送带工作速度V（m/s)1.0输送带滚筒直径D（mm）310三.设计内容及工作量（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（选择斜齿轮的螺旋角）（2）按齿面接触强度设计（3）按齿根弯曲强度设计（4）几何尺寸计算（5）校核验算（6）结构设计及绘制齿轮零件图四设计步骤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. “V”带轮的材料和结构6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 校核轴的疲劳强度9. 键联接设计10.箱体结构设计11.润滑密封设计12.联轴器设计1.传动装置总体设计方案: （1）组成

3、：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) 确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。则 传动装置的总效率：=12324256 =0.96x0.98x0.98x0.98x0.98x0.99x0.96=0.8247（为V带的效率0.96,2为圆柱齿轮的效率0.98，3为联轴器的效率0.99，为球轴承的效率0.98，为圆锥滚子轴承的效率0.98，6为卷筒的传动效

4、率0.96）。2.电动机的选择 电动机所需工作功率为： PP1/=Fv/10008.3kw/0.824710.06kW, 执行机构的曲柄转速为n=61.64r/min（D为卷筒直径310mm），经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比一般为i124，最大为7（给的资料上第7页），为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取4.28。单级圆柱斜齿轮减速器传动比一般为i236，最大为imax=12.5（给的资料上第7页）。则总传动比合理范围为ia624，电动机转速的可选范围为ndian（624）61.643701479r/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

5、定型号为Y160L4的三相异步电动机，额定功率为15kw。额定电流30.3A，满载转速1460 r/min，同步转速1500r/min。(百度的） 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元 基本参数同步转速满载转速中心高度额定转矩最大转矩1Y160L-4151500146013201880160mm2.2kN.m2.3kN.m3.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比速n，可得传动装置总传动比为n/n1460/61.6423.7。（2）分配传动装置传动比：（式中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4.28，则减速器传动比为23.7/

6、4.285.534. 计算传动装置的运动和动力参数（给的资料上19-20页）（1）各轴转速 齿轮轴：1460/4.28341.12r/min；联轴器轴：341.12/5.5361.68r/min；（2）各轴输入功率齿轮轴：p10.06kw0.969.66kW；联轴器轴：29.66kw0.980.99=9.37kW则各轴的输出功率：齿轮轴：0.98=9.467kW; 联轴器轴： 0.98=9.18kW;（3）各轴输入转矩：= Nm电动机轴的输出转矩=9549Pkw/nr/min =954910.06/1460=65.8KNm；齿轮轴： =65.84.280.96=270.34KNm；联轴器轴：=

7、270.345.530.960.98=1406.5KNm输出转矩：0.98=265 Nm 0.98=1378.4Nm运动和动力参数结果如下表：轴名功率P KW转矩T KNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴10.0665.81460齿轮轴9.669.467270.34265341.12联轴器轴9.379.181406.51378.461.685、“V”带轮的材料和结构（书上163页例题） 确定V带的截型 表8-7 工况系数：KA=1.2；设计功率：Pca=KAP=1.215kw=18kw； V带截型：B型 确定V带轮的直径：由表8-6和8-7得：小带轮基准直径：dd1=160mm；按式（8

8、-13） 验算带速：V=14601603.14/60000=12.2m/s大带轮基准直径：dd2=dd1i=1604.28=684.8mm 取dd2=685mm 确定中心距及V带基准长度:初定中心距 由0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2)知：592a=1200确定V带的根数： 单根V带的基本额定功率 查表8-4a得 ：P1=3.166kw 查表8-4b，额定功率增量 ：P=0.461kw；查表8-5，包角修正系数 ：Ka=0.885； 查表8-2， 带长修正系数 ：KL=1 ；于是Pr=(P1+P)=（3.166+0.461）x0.885x1=3.21Kw V带根数 ：Z=Pca/

9、Pr=5.61取Z=6 V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带齿轮4.285.532. 各轴转速n(r/min)(r/min)341.1261.683. 各轴输入功率 P （kw）（kw） 9.66 9.37 4. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm) 270.341406.55. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）V带型号带的根数z1606857042240B66.齿轮的设计（书上211-213页例题10-1）（一）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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1齿轮材料及热处理

10、材料：高速级小齿轮选用Cr调质，齿面硬度为小齿轮：280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮:240HBS ；大齿轮齿数Z=iZ=5.5324=132.72取Z=133。 齿轮精度 ：按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计 确定各参数的值:试选=1.6；计算小齿轮传递的转矩：T1=95.5*100000*10.06/1460=65803N.mm；查表107选取齿宽系数d=1；由表106查到材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600M

11、Pa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算应力值环次数N=60nj =6014601（283655）=2.558109 ；N=4.6310。查表得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:=0.93600=558 ；=0.96550=528 3.设计计算小齿轮的分度圆直径=2.3225.24=58.557;(=1.6,u=i=5.53,ZE=189.8MPa1/2)计算圆周速度4.47;计算齿宽b和模数：计算齿宽b=58.557mm;计算模数m=58.557/24=2.44计算齿宽与高之比：齿高h=2.25 =2.252.44=5

12、.49; =58.557/5.49 =10.67计算载荷系数K：使用系数=1，根据v=4.47,7级精度, 查课本得:动载系数K=1.14；查表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，K= 1.421；查198页图10-13得: K=1.35;查课本198页图10-13得: K=1.1；故载荷系数：KK K K K =11.141.11.421=1.782。按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=d=58.5571.028=60。计算模数：=60.3/24=2.514. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式: 确定公式内各计算数值。 1）由208页图10-20c查的小齿轮

13、的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa；2）由图206页10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.90; 3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得: =；= 4）计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=1.693； 5）查取齿形系数。由200页表10-5查得：YFa1=2.65，YFa2=2.15。 6）查取应力校正系数。由表200页10-5查得：YSa1=1.58，YSa2=1.82。 7）计算大小齿轮的并加以比较。 ； 大齿轮的数值大.选用. 设计计算1 计算模数:对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面

14、模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=60来计算应有的齿数.于是有:Z1=d1/m=60/2=30，Z2=5.5330=166；这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算:计算中心距 a=190计算大.小齿轮的分度圆直径;d=Z1m=302=60mm；d=Z2m=1662=332mm计算齿轮宽度B=;取 mm；mm。7.传动轴承和传动轴的设计（书上P377-383例题）1.传动轴承的设计.求输出轴上的

15、功率P1，转速n1，转矩T1;P1=9.60KW； n1=341.12r/min；T1=270.34kN*m.求作用在齿轮上的力:已知小齿轮的分度圆直径为d1=60；而 F=2T1/d1=9011kNF= Ftan=9011KN0.24933=2247KN（螺旋角取14 经修正后为14026，）参照书上P223. 初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取2. 从动轴的设计 :求输出轴上的功率P2，转速n2, T2， P2=9.37kw,n2=61.68r/min, T2=1406.5kN.M . 求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:d2=33

16、2；F=2T2/d2=8473N;F= FF= Ftan=84730.24933=2113N. 初步确定轴的最小直径先按课本表15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查表,选取;因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取NL10型弹性联轴器其公称转矩为3150Nm,许用转速1800r/min，轴孔直径d1=70mm，轴孔长度L1=142mm，半联轴器的长度L=292mm。假设，轴上各段直径从左往右依次为d1、d2、d3各段长度依次为l1、l2、l3则d1=70。.根据轴向定位的

17、要求确定轴的各段直径和长度1为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径d2=75mm左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与L1=142mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，l1的长度应比L1略短一些，现取l1=140mm2）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.参照工作要求并根据d2=75mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7015C型（百度）DB r轴承代号 70110201.10.67014C 75115201.10.67015C 75 130 25 1

18、.50.67215C 80 125 22 1.50.67016C 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的，故取d3=d7=75mm；与挡圈相接触的轴长度为l7=20mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7015C型轴承定位轴肩高度h=6mm，因此，取d4=d3+2h=75+12=87mm。取安装齿轮处的轴段d4=80mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l4=58mm. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高6,d5=92mm.轴环宽度,取l5=10mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设

19、计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l2=50.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=20,高速齿轮轮毂长L=60,则L3=T+s+a+(60-58)=20+8+16+2=46mm;l6=L+c+a+s-l5=60+20+16+8-10=94mm； 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.3） 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连接。按d4由书上表6-1查的平键截面bh=22mm14m

20、m，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20mm12mm80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考书上15-2，取轴端倒角为2450，各轴肩处的圆角半径为2mm。5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, ； ；; 传动轴总体设计结构图: (主动轴)从动轴的载荷分析图:6.校核轴的强度根据=28.33MPa；T=9550000*9.37/61.68=14507

21、70Nmm前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP; 此轴合理安全8、校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,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,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,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,截面和显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面IV左右两侧需验证即可. 截面IV左侧。抗弯系数 W=0

22、.1=0.1=42187.5mm3;抗扭系数 =0.2=0.2=84375mm3；截面IV的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩T为 =1450770Nmm截面上的弯曲应力:截面上的扭转应力: =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1 362页得：; ; 因 ; 经插入后得:2.0 =1.31轴性系数为: =0.85K=1+=1.82;K=1+（-1）=1.26所以; ; 综合系数为:K=2.8; K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13; S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数:W=0.1=0.1=51200; 抗扭系数:=0.2=0.2=1024

23、00;截面上的弯曲应力:;截面上的扭转应力:=K=K=: 所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数: 取0.1 取0.05安全系数:S=25.13; S13.71;S=1.5 所以它是安全的9.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=75 d=75查表6-1 106页取:键宽 b=16; h=10; =36; b=20; h=12; =50校和键联接的强度 查表6-2 106页得:=110MP；工作长度:36-16=20; 50-20=30键与轮毂键槽的接触高度:K=0.5 h=5;K=0.5 h=6得： ；两者都合适

24、取键标记为:键2：1636 A GB/T1096-1979; 键3：2050 A GB/T1096-197910、箱体结构的设计（407-410）减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度:在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm.为保证机盖与机座连接处密封，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3. 机体结构有良好的工艺性.。铸件壁厚为10，圆角半径

25、为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计 A 视孔盖和窥视孔:在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，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：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。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：由于减速器运转时，机体内温度

26、升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F 位销：为保证剖分式机体的轴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圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.11. 润滑密封设计(P52) 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+而H=30 ；=34； 所以H+=30+3

27、4=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 ： 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。12.联轴器设计类型选择.为了隔离振动和冲击，选用单列角接触球轴承7015C型。（如何选取详见第9页）五、 设计小结经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好

28、的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。六、参考资料目录1机械设计课程设计指导书，第二版，龚桂义；2机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第七版；3机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；13