單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書1

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書 課程設(shè)計題目: 單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計 專 業(yè)：機械設(shè)計制造及自動化（模具方向） 目 錄一 課程設(shè)計書 2二 設(shè)計要求 2三 設(shè)計步驟 21. 傳動裝置總體設(shè)計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 55. 設(shè)計V帶和帶輪 66. 齒輪的設(shè)計 87. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 198. 鍵聯(lián)接設(shè)計 269. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 2710.潤滑密封設(shè)計 3011.聯(lián)軸器設(shè)計 30四 設(shè)計小結(jié) 31五 參考資料 32一. 課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)計一用于帶式運輸機上的單級斜齒輪圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單

2、向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一: 題號 參數(shù)1運輸帶工作拉力（kN）1.5運輸帶工作速度（m/s）1.1卷筒直徑（mm）200二. 設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張(A1)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. “V”帶輪的材料和結(jié)構(gòu)6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和

3、傳動軸的設(shè)計8、校核軸的疲勞強度9. 鍵聯(lián)接設(shè)計10. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計11. 潤滑密封設(shè)計12. 聯(lián)軸器設(shè)計1.傳動裝置總體設(shè)計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下： 圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。 選擇V帶傳動和單級圓柱斜齒輪減速器。 傳動裝置的總效率 =123242560.96×××0.97×0.960.759；為V帶的

4、效率,2為圓柱齒輪的效率，3為聯(lián)軸器的效率，為球軸承的效率，為圓錐滾子軸承的效率，6為卷筒的傳動效率。 2.電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/2300×1.1/0.8353.03kW, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=105r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，單級圓柱斜齒輪減速器傳動比i36，則總傳動比合理范圍為i624，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ni×n（624）×1056302520r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，

5、滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781236× 8010 ×413.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）  &

6、#160;    總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/10513.7（2）       分配傳動裝置傳動比×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.3，則減速器傳動比為13.7/2.35.964.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速  1440/2.3626.09r/min  626.09/5.96105.05r/min（2）各軸輸入功率×3.05×0

7、.962.93kW  ×2×2.93×0.98×0.95×0.9932.71kW則各軸的輸出功率：  ×0.98=2.989kW×0.98=2.929kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·所以: ×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m×××=44.66×

8、5.96×0.98×0.95=247.82 N·m輸出轉(zhuǎn)矩：×0.98=43.77 N·m×0.98=242.86N·m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.0320.2314401軸2.932.98944.6643.77626.092軸2.712.929247.82242.86105.055、“V”帶輪的材料和結(jié)構(gòu) 確定V帶的截型 工況系數(shù) 由表6-4 KA=1.2 設(shè)計功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 V帶截型 由圖6-13 B型 確定V帶

9、輪的直徑 小帶輪基準(zhǔn)直徑 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 驗算帶速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm 確定中心距及V帶基準(zhǔn)長度 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 360<a<1030 要求結(jié)構(gòu)緊湊，可初取中心距 a0=700mm 初定V帶基準(zhǔn)長度 Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm V帶基準(zhǔn)長度 由表6-2取 Ld=22

10、40mm 傳動中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 小帶輪包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 確定V帶的根數(shù) 單根V帶的基本額定功率 由表6-5 P1=2.72kw 額定功率增量 由表6-6 P=0.3 包角修正系數(shù) 由表6-7 Ka=0.96 帶長修正系數(shù) 由表6-2 KL=1 V帶根數(shù) Z=Pd/(P1+P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 取Z=2 V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1. 各傳動比V帶齒輪2.35.96 2. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)626.09105.0

11、53. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）2.93 2.714. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(kN·m)(kN·m)43.77242.86 5. 帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）V帶型號帶的根數(shù)z1603687082232B26.齒輪的設(shè)計（一）齒輪傳動的設(shè)計計算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）       齒輪材料及熱處理  材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒

12、數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計 確定各參數(shù)的值:試選=1.6 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 則計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hN=4.45×10h #(5.96為齒數(shù)比,即5.96=)查得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失

13、效概率為1%,安全系數(shù)S=1,公式得:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應(yīng)力 查課本表3-5得： =189.8MP =1T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09=4.47×10N.m3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d=46.42計算圓周速度1.52計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=46.42mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×2.00=4.50 =46.42/4.5 =10.32計算縱向重合度=0.318=1.903計算載

14、荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本得動載系數(shù)K=1.07,查課本K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33查課本得: K=1.35查課本得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=50.64計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩47.58kN·m   確

15、定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z24，zi z5.96×24143.04傳動比誤差  iuz/ z143.04/245.96i0.0325，允許      計算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos144/ cos14158       初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1       初選螺旋角  初定螺旋角 14 &#

16、160;     載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查得:齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211  應(yīng)力校正系數(shù)Y1.596  Y1.774       重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/144）×cos141.7arctg（tg/cos）a

17、rctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 1.675,Y10.82       計算大小齒輪的  安全系數(shù)由表查得S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齒輪應(yīng)

18、力循環(huán)次數(shù)N2N1/u6.255×10/5.961.05×10查課本得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪 查課本得彎曲疲勞壽命系數(shù): K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 = = 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計計算1 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為

19、標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=50.64來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是有:z=24.57 取z=25那么z=5.96×25=149   幾何尺寸計算計算中心距 a=147.2將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=42.4d=252.5計算齒輪寬度B=圓整的 大齒輪如上圖：7.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1. 傳動軸承的設(shè)計. 求輸出軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩T1P1=2.93KW n1=626.9r/minT1=43.77knm. 求作用在齒

20、輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為 d1=42.4而 F= F= F F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N. 初步確定軸的最小直徑先按課本初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取 2. 從動軸的設(shè)計 求輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2, T2， P2=2.71kw,n2=105.05, T2 . 求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為 d2=252.5而 F= F= F F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N. 初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取輸出軸的最小

21、直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查表,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,軸段右端需要制出一軸肩,故取直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 。 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7010C型.DB軸承代號 45851958.873.27209A

22、C 45851960.570.27209B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段d=58mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取L=72. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,d=65.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,

23、取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取l=50. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則L=16+16+16+8+8=64至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查表對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖: (主動軸) 從動軸的載荷分析圖:6. 校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。

24、查表15-1得=60MP 此軸合理安全8、校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2

25、=25000截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩T為 =242.86截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面左側(cè)的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8

26、K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=18.00S9.84S=1.5 所以它是安全的9.鍵的設(shè)計和計算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d=55 d=65查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標(biāo)記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979鍵3：20×50 A GB/T1096-1

27、97910、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有

28、足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋

29、聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離>10機蓋，機座肋厚9 8.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）11. 潤滑密封設(shè)計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=30 =34所以H