一级斜齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：圆柱斜齿轮减速器

中北大学 1

目 录

一、设计任务 2 二、传动方案的拟定及说明 3 三、电动机的选择 3 四、传动装置的总传动比及其分配 4 五、计算传动装置的运动和动力参数 4 六、V带的设计 5 七、齿轮传动的设计计算 6 八、轴的设计计算 11 九、滚动轴承的校核 16 十、键的选择及强度校核 18十一、减速器的润滑方式和密封类型的选择 18 十二、箱体设计及附属部件设计 18 十三、端盖设计 19 十四、总结 20 十五、参考文献 20

中北大学 2

一、设计任务： 设计一用于带式运输机上的圆柱齿轮减速器。传动简图如下： 总体布置简图 已知条件： 组数 输送带的牵引力F输送链的速度输送带轮毂直径 v(m/s) d(mm) （KN） 第五5 1.3 350 组 注：1.带式输送机工作时，运转方向不变，工作载荷稳定。 2.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。 计算工作寿命：t 1530016h7.2104h t7.2104h 如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用圆柱齿轮减速箱：联轴器与 中北大学 低速轴相连。 三、 电动机的选择 二、 传动方案的拟定及说明 3 1、工作机输出功率PW Pw4.68kW Fv5000*1.3PkW6.5kW W100010002、卷筒轴的转速 n=95.r/min 转速 n60*1000*1.3r/min=70.94 r/min 3.14*350 310.95 0.99 0.97 0.98 0.96 3、传动效率：查《设计手册》P:5表1-7 ⑴V带传动0.95 123⑵滚子轴承：0.99 24⑶斜齿轮传动：8级精度的一般齿轮传动(油润滑)0.97 ⑷联轴器：弹性联轴器0.98 45=0.8497 ⑸滚筒：0.96 5总传动效率=4、电动机输入功率123435=0.8497 Pd=7.65kW P6.5 PdwKW7.65KW 0.8497 5、 转速 V带传动比：2-4 ，圆柱齿轮传动比：3-5 ，总传动比：6-20 Y160M-4型号： 额定功率5.5kw 所以转速范围：ni*n滚筒425.~1418.8r/min 满载转速转速可选750或1000，取转速为1000. 970r/min 6、由《设计手册》P167表12-1 选Y132S-4型电动机，主要技术数据如下： 额定功率满载转速堵转转矩 型号 额定转矩（kW） （r/min） Y160M-4 7.5 970 2.0 Pd 最大转矩额定转矩 质量（kg） 119 中北大学 2.0 4 i=13.67 四、 传动装置的总传动比及其分配 1、系统总传动比i i=970/70.94=13.67 2、参考《设计手册》P:5表1-8：取取V带传动i1i13.4i24 3.4，齿轮传动比 i24 n4970r/minn1285.3五、 计算传动装置的运动和动力参数 r/min 1、各轴转速n（r/min） 减速器高速轴为１轴，低速轴为２轴，小带轮轴为4轴， 各轴转速为： n2n360.5r/min n4970r/min n970n13285.3r/min i13.4n242n2n3160.5r/mini242、各轴输入功率P（kW） P17.27kWP26.98kWP1Pca17.65*0.957.27kW 2P2P17.27*0.99*0.976.98kW 32P36.84KW P3P23、 24156.98*0.99*0.986.84KW 各轴输入转矩T（N•ｍ） PTnP9550Tn195509550*17.6575.31N•m 9707.27243.4N•m 285.3T 175.31N•m T 2243.4N•m 229559*2T31079.7N•m P9550Tn3336.849559*1079.7N•m 60.5中北大学 5 KA=1.2 六、V带的设计 1、工作情况系数KA 由《机械设计》P156 表8-7 可得取KA=1.2 2、确定V带型号 1）PCKA*Pd1.2*7.659.18KN 2）由《机械设计》P157 图8-11 得： 应选B型V带； dd1125~140mm 3）由《机械设计》P157 表8-8 得 dd1132mm 取dd1132mm dd2450mm dd2n9704*dd1*132448.8mm n2283.3V带6.7m/s 取dd2450mm 4）带速V V带 3、确定中心距 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 407.4a011 取a0800mm π*dd1*n46.7m/s 60*1000a0800mm Ld025.8mm (ddd1)π Ld02a0（dd1dd2)d225.8mm 24a0 4、确定小带轮包角 1180(dd2dd1)* 5、确定带的根数 由《机械设计》P152 表8-4a 得 p02.08 由《机械设计》P1 表8-4b 得 p00.30 由《机械设计》P155 表8-5 得 K0.95 257.315.79 适用 aZ4根 由《机械设计》P146 表8-2 得 KL1.03 Z(F0)min287.5NFP2257.4N6 KAP3.94 取中北大学Z4 (P0P0)KAKL 6、计算轴上压力 由《机械设计》P149 表8-3 得 q0.18 (F0)min500*(2.5K)Pcaqv2287.5N KZv FP2ZF0sin 122257.4N 七、 齿轮传动的设计计算 1、设计对象： 低速级圆柱斜齿轮传动 1、选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数 d1t1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，螺旋角10度 2）为尽量减少中间轴上的轴向力，选小齿轮为左旋，则大齿轮为右旋； 3）选择8级精度； 4）材料选择。由《机械设计》P191 表10-1 选取，小齿轮的材料为45钢 （调质），硬度为250HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为250HBS， 5）选小齿轮的齿数为z125 则大齿轮的齿数为 361.37mmv1.23m/sz2i2z1100 2、按齿面接触强度设计按《机械设计》式（10-21）试算 d1t2KtT2u1ZHZEdu[H] 21）确定公式内各计算数值 （1）试选载荷系数Kt1.5 （2）已知小斜齿轮传递的转矩T1753100Nmm （3）由《机械设计》表10-7选取齿款系数d1.0 （4）查《机械设计》图10-26得端面重合度为 10.8,20.92 所以，121.72 （5）齿数比ui2z2z14 （6）由《机械设计》 P201 表 10-6 查得 材料弹性影响系数ZE1.8MPa 中北大学 7 （7）由《机械设计》 P217 图10-30 得区域系数ZH2.47 （8）由《机械设计》 P209 图10-20d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强 度极限Hlim1Hlim2560MPa （9）由《机械设计》式（10-13）计算应力循环次数 N160n1jLh60205.3(1630015)1.23109N2N1/i21.2310/43.081098 （10）由《机械设计》 P207 图10-19 查得KHN1KHN21 （11）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S＝1，由《机械设计》式（10-12）有： K1560[H]1[H]2HN1Hlim1MPa560MPa S1[][H]2[H]H1560MPa 22）计算 （1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t321.613069052.4331.8 1.01.9271.9mm（2）计算圆周速度 vd1tn260100071.9285.3601000m/s1.07m/s （3）计算齿宽b及模数m bdd1t1.071.9mm71.9mm dcos71.9cos10mnt1t2.83mm z125h2.25mnt2.252.836.37mm b11.3 h（4）计算纵向重合度 0.318dz1tan1.4 （5）计算载荷系数K 由《机械设计》 P193 表10-2查得 使用系数KA1.00 8 根据v1.07m/s，8级精度，由《机械设计》 P194 图10-8 得Kv1.12 中北大学 由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数KHKF1.4 由《机械设计》表10-4查得齿向载荷分配系数KH1.2 由b11.3，KH1.2，查《机械设计》P198 图10-13 查得齿向载h荷分配系数KF1.18 ∴载荷系数KKAKVKHKH1.88 （6）按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径d1t，由《机械设计》式（10-10a）得 d1d1t3K/Kt71.9（7）计算法面模数 1.88mm80.5mm 1.5dcos80.5cos10mn1mm3.17mm z1253、按齿根弯曲强度设计 由《机械设计》式（10-17） mn32KT1YcosYFaYSa2[F]dz12 1）确定公式内各计算数值 （1）由《机械设计》 P208 图10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1FE2420MPa （2）查《机械设计》图10-18得KFN1KFN21 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S＝1.4,由《机械设计》式（10-12）得 K1420[F]1[H]2FN1FE1MPa300MPa S1.4（4）计算载荷系数K KKAKVKFKF1.001.121.41.181.85 （5）根据纵向重合度响系数Y0.92 （6）计算当量齿数 ，查《机械设计》图10-28（P217）的螺旋角影zv1z1/cos325/cos31026.17 zv2z2/cos3100/cos310104.7 中北大学 （7）查取齿形系数 由《机械设计》表10-5查得YFa12.6,YFa22.18 （8）查取应力校正系数 由《机械设计》表10-5查得YSa11.595,YSa21.79 9 YY（9）计算大、小齿轮的FaSa,并加以比较 [F]YFa1YSa10.0138 [F]1YFa2YSa20.0094 [F]2大齿轮数值大。 2）设计计算 3mn21.882434000.92cos2100.00138mm2.34mm 21251.4对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn2.7（查《机械原理》p180表10-1）已可满足弯曲强度。但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d180.5mm来计算应有的齿数于是由 mn2.7 z1d1cos80.5cos1029.4，取z130， mn2.7z130 z2120 则z2i2z1120， 4、计算几何尺寸 1）计算中心距 a(z1z2)mn(30120)2.7205.6mm 2cos2cos10 取a206 2）按圆整后的中心距修正螺旋角β a206 arccos(z1z2)mn10.5 2a10.5 误差在5%以内，螺旋角值β改变不多，故参数、Kβ、ZH等不必修正。 3）计算大、小齿轮分度圆直径 d1mnz1/cos302.5/cos10.582.5mm 中北大学 d182.5mm 10 d2mnz2/cos1202.5/cos10.5329.5mm 4）计算齿轮宽度 d2329.5mm bdd1181.582.4mm 圆整后，取B280mm,B185mm 5、计算所得结果汇总如下表备用。 名称 螺旋角 法面模数 端面模数 法面压力角 分度圆直径 齿顶高 齿根高 符号 小齿轮 10.5° 大齿轮 B280mm,B185mm *hf(hancn)mn1.252.73.375mm * β mn mt mn2.7mm mt mn/cos10.982.55 20° n d ha hf d182.4mm *ad2329.5mm hahm2.7mm 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 da df B da187.8mm da2334.9mm df177mm B185mm df2324.1mm B280mm 八、 轴的设计计算 由《机械设计》P：362表15-1选取轴的材料为45钢调质处理，硬度217~255HBs，抗拉强度极限B0MPa，屈服极限S355MPa， 弯曲疲劳极限1275MPa，许用弯曲应力[1]=60MPa 低速轴的设计计算 1、求输入轴上的功率P３、转速n３和转矩T３ P27.27kW，n2285.3r/min，T2243.4Nm 查《机械设计》P371表15-3,取:A0110 I轴:dIminP7.2731A0n110285.332.37mm 113131 11 中北大学 13P29.68110II轴:dIIminA053.7mm n602III轴:dIIIminP36.843A053.2mm n11060.53131取低速轴最大转矩轴进行计算,校核. 考虑有键槽,将直径增大5%,则:dmin41.3415%43.41mm. 2.轴的结构设计 选材45钢,调质处理. T21079700Nmm. 由《机械设计》P351式14-1得:联轴器的计算转矩:TcaKAT2 由表14-1,查得:KA1.5,Tca1.510797001.6210Nmm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查《设计手册》P99表8-7, 选择II轴与III轴联轴器为弹性柱销联轴器 6ZC60142GBT50142003 型号为：LX4型联轴器:JB67142公称转矩:T2500Nm,许用转速:n3870rmin,质量:22kg. 半联轴器I的孔径:dI60mm,故取:d160mm.半联轴器长度L142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为:LI107mm. (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可以将齿轮安排在箱体,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位. dIIIII67mm d挡圈80mm LIII105mm (2)确定轴各段直径和长度 <1>III段:为了满足半联轴器的轴向定位要求,III轴段右端需制出一 轴肩,故取IIIII段的直径dIIIII67mm,左端用轴端挡圈定位,查《设计手册》（p59）表按轴端取挡圈直径d挡圈80mm中北大学 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度:L1107mm,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,故段的长度应比略短,取:LIII105mm. <2>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 ,故选用圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据:dIIIII67mm. 由《设计手册》P75表67选取30214型轴承,尺寸: dIIIIVdVIVII70mm lVIVII24mm 12 dIVV75mm lIVV69mm dVVI87mm lVVI15mm dDB7012524， 故dIIIIVdVIVII70mm,lVIVII24mm，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位,右端滚动轴承采用套筒定位. <3>取安装齿轮处轴段IV的直径：dIVV75mm，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：lIVV位,轴肩高度h0.07dlIIIII70mm lIIIIV41mm 69mm,齿轮右端采用轴肩定lVIVII24mm 0.0770,取h6mm,则轴环处的直径：dVVI752h87mm，轴环宽度：b1.4h8.4mm,取lVVI15mm，dVVIDa91mm，即轴肩处轴径小于轴承内圈外径,便于拆卸轴承. <4>轴承端盖的总宽度为：20mm,取：lIIIII70mm. <5>取齿轮距箱体内壁距离为:a15mm. lIIIIV21a807841mm,lVIVII24mm. 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度. (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联接 按dIVV75mm查手册P53表4-1,得:平键截面bh2012,键槽用键槽铣刀加工,长为:63mm. 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,查《设计手册》（P106）选择齿轮轮毂与轴的配合为;H7n6,半联轴器与轴的联接,选用平键为:bhl14970,半联轴器与轴的配合为:H7k. 6滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:m6.《设计手册》（p110） (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 245 (5)求轴上的载荷 在确定轴承的支点位置时,查手册P轴承30211型,取a24因此,中北大学 75表6-7,作为简支梁的轴的支撑跨距L2L36565,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面. (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 13 Ft6553.6N Fr2425.9N Fa1214.6N <1>作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为:RH13665.2N RH22888.4N d2329.5mm,T21079700Nm， 2T2210797006553.6N，得：Ftd2329.5tanntan20FrFt6553.62425.9N，coscos10.5FaFttan1214.6N. <2>求作用于轴上的支反力 Rv1125.6NRv22551.5N RH1RH2Ft,水平面内支反力:Ft59.5RH275.559.5, Ft6553.6N.RH13665.2N,RH22888.4N. Rv1RrRv20,垂直面内支反力:Rv1135Fr75.5Ma0,. 中北大学 Fad2F2425.9N,M200105.4Nmmar2Rv1125.6N,Rv22551.5N. <3>作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩. 14 Mca2730312.0Nmm MHRH1*L23665.275.5276722.6N,Mv2Rv2l22551.575.5192638.25Nmm, Mv1RV1*L17467.15Nmm.计算总弯矩:M2MHMv 222M1MHMr1276823.3Nmm,M2MHMr2337171.9Nmm.<4>查《机械设计》（P373）得=0.6 22 作出扭矩图:T20.610797007820Nmm. <5>作出计算弯矩图:McaM2T, 2Mca2337171.9278202730312.0Nmm. <6>校核轴的强度 对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核. 由课本P373式15-5,得:caMca1b, Wbtdt由课本P233表15-4,得:W, 322dd32由手册P53表4-1,取t得:ca7.5,计算得:W41408.5, 730312.017.6MPa1b60MPa,故安全. 41408.5 R11953.35N R22709.49N 九、滚动轴承的校核 1.轴承的选择： 轴承:30214 2.校核轴承： 圆锥滚子轴承30211，查《设计手册》p75：Cr由课本P321表13-6，取fP1.1,R2132KN,Cor175KN 2中北大学 RvRH FR1Rv1RH13667.4NFR2Rv2RH238N2222 15 A1651.12N A21635.72N A由课本P321表13-5，查得：圆锥滚子轴承e时的y值为：1.4（设计R手册p75）. e0.4 x11,y10 F由课本P322表13-6，得：轴承的派生轴向力：S1R11309.8N,2YFS2R21396.4N. 2Y因S1FaS2，故左边为松边， 作用在轴承上的总的轴向力为：x20.4,y21.5 Fa1S11309.8N,Fa2S1Fa2524.4N. 查手册P75表6-7，得:30214型 e0.42,Fa10.36e. R1由《机械设计》表13-5，查得：x11,y10, Fa20.66e,得:x20.4,y21.5. R213667.44134.14N, 计算当量动载荷：P11.1P21.10.4381.42524.45583.34P1. 10106c,计算轴承寿命，由课本P319式13-5，得：Lh取:（滚360np子轴承）  中北大学 十、键的选择及强度校核 1.输入轴：键1811，GBT 1096，A型. 2.大齿轮：键2012，GBT 1096，A型. 3.输出轴：键1811，GBT 1096，A型. 查《机械设计》P106表6-2， P100120MPa,式6-1得强度条件: 2TP,lLb.k=0.5h dkl 4T47531012.3MPaP; 校核键1：0 dhl36118018 4T424340032.2MPaP; 键2：0 dhl74125620 4T4107970090.9MPaP. 键3：0 dhl60119018 所有键均符合要求. 十一、减速器的润滑方式和密封类型的选择 1、 减速器的润滑方式：飞溅润滑方式 2、 选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-95）中的一种。《设计手 册》p85，表7-1，选L-CKC100 3、 密封类型的选择：密封件：毡圈1 35 JB/ZQ4606-86 毡圈2 55 JB/ZQ4606-86 十二、箱体及附属部件设计设计: 参考《设计手册》表11－１（铸铁减速器箱体结构尺寸），初步取如下尺 寸： 箱座壁厚：8mm，取10mm， 箱盖壁厚：18mm，取110mm， 箱体凸缘厚度： 10613200037则：Lh1.0410hLh72000h 6060.55583.341016 箱座b1.515mm，箱盖b11.5115mm，箱底座b22.525mm 中北大学 加强肋厚度：箱座m0.858.5mm，箱盖m10.8518.5mm， 地脚螺钉直径：df0.036a118.048mm，取df20mm，型号为：螺栓GB/T M20400 （《设计手册》P42，表3-13） 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 20 （《设计手册》P48，表3-22） 地脚螺钉数目：因a250mm，取n4mm 轴承旁联接螺栓直径：d10.75df15mm，取常用值d116mm, 型号为：螺栓GB/T 5782－86 M16130 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 16 箱盖，箱座联接螺栓直径： d20.5df10mm，取常用值d210mm 型号为：螺栓GB/T 5782 M1040 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 10 螺栓间距L150~200mm 观察孔盖螺钉直径d40.3df6mm 轴承端盖螺钉直径：d30.5df10mm 起重吊耳采用吊耳环，见《设计手册》表11-3 取尺寸d=b=18mm，R=20mm，e=15mm 吊钩：取尺寸K=30mm,H=24mm,h=12mm,r=5mm,b=18mm 其余尺寸参见装配图。 取油标：杆式油标 M16。 齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△11.2，取△115mm, 齿轮端面至箱体内壁的距离：△2，取△218mm 窥视孔及视孔盖，参照《设计手册》P:161表11-4 取l1120mm,l2105mm,b190mm,b275mm,4mm,R5mm，d7mm，孔数4 通气器用通气塞，查《设计手册》表11－5，得以下数据： 取M161.5，D22mm，D119.6mm， s=17，L=23，l=12，a=2 ，d1=5。 启盖螺钉： 型号为： GB/T 5780 M1830 十三、端盖设计 17 参照《设计手册》表11-10 1、高速轴轴承盖设计 由于轴承外径D90mm 中北大学 螺钉直径d38mm螺钉数为4，轴承盖凸缘厚度e1.2d39.6mm 螺钉孔直径d0d319mm，螺钉分布圆直径D0D2.5d3110mm 轴承盖凸缘直径D2D02.5d3130mm，D4D1278mm D6D387mm，e1e9.6mm，D5D03d386mm 进油口bh5mm5mm，取m16mm 2、低速轴轴承盖设计 由于轴承外径D130mm 螺钉直径d310mm螺钉数为6，轴承盖凸缘厚度e1.2d312mm 螺钉孔直径d0d3111mm，螺钉分布圆直径D0D2.5d3155mm 轴承盖凸缘直径D2D02.5d3180mm，D4D13118mm D6D3127mm，e1e12mm，D5D03d3125mm 进油口bh5mm5mm，取m16mm 十四、总结 其实，刚刚接到这个设计任务书的时候，真的感到一阵一阵的无力，摸索了两三天，在网上找了很多模板，找了很多设计说明书，然后才开始自己的设计，从电动机选择到V带设计，再到齿轮到轴，一步一步都是摸索过来的，也没少和同寝室的一起讨论。经过这么多天的设计，原先上课时模模糊糊的内容也开始掌握了，计算完所有东西已经过去好几天。之后用CAD画图完全是新手，看书，网上找画图方法，一点一点，直到自己画出来的东西和书上差不多了，就因为这样，现在CAD已经比较熟练了，不像刚开始画图的时候完全是靠感觉的，虽然在画图过程中心里烦躁，一遍遍修修改改，不停抱怨，不过看到自己画出来的成果后，心里有一种满足感。经过这么多天的设计，各种心绪在里面，学到很多，领悟到很多，和同学间的合作帮助也很多，和闲着玩游戏相比，这样忙碌地做课程设计更 18 中北大学 19

有意义，更加充实。 我知道自己欠缺的知识还有很多，但今后我会不断努力，努力提高自己。最后，感谢老师的辛勤教导。 十五、参考文献 参考文献： [1] 濮良贵，纪名刚．《机械设计》．8版．北京：高等教育出版社，2007． [2] 吴宗择，罗圣国．《机械设计课程设计指导书》．3版．北京：高等教育出版社，2007 [3] 孙桓等，《机械原理》7版，北京，高等教育出版社，2007 中北大学 20