二级圆柱斜齿轮减速器设计

课程设计说明书目 录 一 设计题目-二 系统中体方案的确定-三 电动机的选择-四 传动比的分配-五 各轴的转速,功率和转矩-六 齿轮的设计计算-七 轴的设计计算-八 轴的校核-九 轴承的校核-十 键的选择和校核-十一 减速器箱体的设计-十二 参考文献-一 设计题目：设计用于传动设备用的两级圆柱斜齿轮减速器二 系统中体方案的确定系统中方案：电动机传动系统执行机构初选传动方案，如下：（a）为涡轮涡杆减速器（b）为二级圆柱圆锥减速器（c）为二级圆柱斜齿轮减速器系统方案总体评价： （a）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。（b）方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。 最终确定方案为（c）方案。 三 电动机的选择1卷筒轴的工作转速：n=43.68r/min工作机的的功率：P=卷同的工作效率 =0.96T=450N.M 代入数据得P=2.14 KW电动机到运输带的总效率为为联轴器的传动效率，为轴的传动效率，为齿轮的传动效率为卷筒的传动效率。 查机械设计课程设计表3-4 ，=0.96代入上式得 =0.82所以电动机的效率P=2.61KW查机械设计课程设计表9-39 选择电动机型号为Y132S-6，额定功率为3KW，满载转速为960r/min。四 传动比的分配1.计算总的传动比i=21.982.传动比的分配取,=4.396五 各轴的转速,功率和转矩转速： 功率：KW = 扭矩： = 六 齿轮的设计计算对高速级齿轮对：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.类型：圆柱斜齿轮2.精度：8级3.材料：由教材表10-1选择，小齿轮均选用40Cr（调质），小齿轮硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差40HBS。4选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数初选螺旋角。（二）按齿面接触强度设计由教材设计计算公式10-9a进行计算1确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数(2) 由教材图10-3选取(3) 由教材图10-26查得 （4）计算小齿轮转速由前面的计算可知（5）查教材表10-7得（6）查教表10-6查得材料的弹性影响系数（7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限(8)由教材式10-13计算应力循环次数（9）由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数，(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材公式10-12得2.计算（1）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得(2)计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数K已知使用系数。根据，8级精度，由教材图10-8查得动载荷系数，由教材表查得的计算公式：查教材表10-13得查教材表10-3得，所以载荷系数（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由教材（10-10a）得（7）计算模数（三）按齿根弯曲强度设计 1.确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度由教材图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数由教材表10-5查得（5）查取应力校正系数由教材表10-5查得（6）由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由教材式10-12得（7）计算大小齿轮的大齿轮数值大2.设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得摸数1.5mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取3.几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为116mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取计算第二对齿轮：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.类型：圆柱斜齿轮2.精度：8级3.材料：由教材表10-1选择，小齿轮均选用40Cr（调质），小齿轮硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差40HBS。4选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数，取，初选螺旋角（二）按齿面接触强度设计由教材设计计算公式10-9a进行计算1确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（2）由教材图10-3选取（3）由教材图10-26查得（4）计算小齿轮转速由前面的计算可知（5）查教材表10-7得（6）查教表10-6查得材料的弹性影响系数（7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限(8)由教材式10-13计算应力循环次数（9）由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数，(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材公式10-12得2计算（1）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得(2)计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数K已知使用系数。根据，8级精度，由教材图10-8查得动载荷系数，由教材表查得的计算公式：查教材表10-13得查教材表10-3得，所以载荷系数（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由教材（10-10a）得（7）计算模数（三）按齿根弯曲强度设计1.确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度由教材图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数由教材表10-5查得（5）查取应力校正系数由教材表10-5查得（6）由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由教材式10-12得（7）计算大小齿轮的大齿轮数值大2.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得摸数2.0mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取3.几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为151mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取验算传动比：所以满足设计要求。七 轴的设计计算（一）高速轴的设计计算1.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr调质处理。根据教材表15-3，取，于是得，由于开了一个键槽，所以轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查教材表14-1取，又代入数据得查机械设计课程设计表9-21（GB/T4323-1984），选用TL4型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径d=22mm,所以2.轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右边加了一个轴套，所以2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）选用30205型轴承所以，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知，45断的直径为齿轮的齿顶圆直径，所以，。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，所以长度应取短些，先取。轴承的端盖的总宽为25mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为25mm，所以12段上的轴套长，所以在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm，取齿轮距离箱体内壁a=12mm。所以，mm取24mm，可由中间轴算出来，轴肩的高度，轴环的宽度，所以取56段1的长度为，所以，取26mm。（二）中间轴的设计计算1.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr调质处理。根据教材表15-3，取，于是得，由于开了一个键槽，所以2.轴的机构设计（1）各段的直径：因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994），根据上面计算的，选择轴承的型号为30206，其尺寸为所以，轴肩高度所以23段的直径，34段的直接即为齿轮的齿顶圆直径，45段的轴肩高，所以。（2）确定各段的长度先确定23段的长度：轴环的宽度，取b为10mm即。确定12段的长度：因为安装轴承应距离箱体内壁为8mm，齿轮距离箱体内壁的距离为16mm，所以，取。确定34的长度：34的长度等于齿轮的宽度，所以。确定45段的长度：轴环的宽度，取b为10mm即。确定56段的长度：56的长度原本应该等于齿轮的宽度B，但为了定位作用该段的轴应小于齿宽B，确定67段的长度：取(三)输出轴的设计计算1.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取105，于是得，由于开了两个键槽，所以轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查教材表14-1取，又代入数据得查机械设计课程设计表9-21（GB/T4323-1984），选用HL4型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径d=45mm,所以2.轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在67段的左边加了一个轴套，所以2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）选用30210型轴承所以，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知，轴肩的高度 取4mm，所以，。 半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，所以长度应取短些，先取。轴承的端盖的总宽为20mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为30mm，所以12段上的轴套长，所以在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm，取齿轮距离箱体内壁a=16mm。23段的长度原本等于齿轮的宽，但为了齿轮能够轴向定位应短一些，所以，所以取轴环的宽取b=11mm即可由中间轴确定取八 轴的校核（一）输入轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40Cr钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取轴的计算应力结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。（二） 中间轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40Cr钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够（三）输出轴的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H 垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够九 轴承的校核轴承的预期计算寿命1 输入轴上轴承的校核 （1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以 （2）计算轴承的轴向力查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）得30205型号轴承所以（3）求轴承的动载荷查教材表13-5得对轴承1 对轴承2 查教材表13-6取冲击载荷因数（四）计算轴的寿命所以 所以轴承满足寿命要求。2 中间轴的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）计算轴承的轴向力查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）得30206型号轴承所以（3）求轴承的动载荷查教材表13-5得对轴承1 对轴承2 查教材表13-6取冲击载荷因数（四）计算轴的寿命所以所以轴承满足寿命要求。（三） 输出轴上轴承的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）计算轴承的轴向力查机械设计课程设计表9-16（GB/T297-1994）得30210型号轴承所以（3）求轴承的动载荷查教材表13-5得对轴承1 对轴承2 查教材表13-6 取冲击载荷因数所以（四）计算轴的寿命所以轴承满足寿命要求。十 键的选择和校核1 输入轴上联轴器处的键（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为。参照半联轴器与轴配合的毂长和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。2 中间轴上键（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为。参照齿轮与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由教材式（6-1）式中 由教材表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。3 输出轴上的键1）齿轮与轴联结处（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为。参照齿轮与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由教材式（6-1）式中 ，满足强度要求。2） 联轴器处（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用A型普通平键。由机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径时键取为。参照齿轮与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由教材式（6-1）式中 ，满足强度要求。十一 减速器箱体的设计由机械设计课程设计表4-17箱座壁厚： 箱盖壁厚：箱座凸缘厚度： 箱盖凸缘厚度：箱座底凸缘厚度： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉通孔直径：地脚螺钉数目： 沉头座直径：底座凸缘尺寸=箱体箱盖连接处凸缘尺寸=15+12=27轴承旁凸台处的半径轴承旁联接螺栓直径：机盖与机座联接螺栓直径：定位销直径：大齿顶圆与内机壁距离： 齿轮端面与内机壁距离：箱座肋板的尺寸吊耳环直径 钓钩半径油塞窥视孔长宽视孔盖通气孔视孔盖上的螺钉 直径 压配式圆形油标 视孔 A型压配式箱座的高度十二 参考文献1 机械原理主编：濮良贵 纪名刚 高等教育出版社2 机械设计主编：孙桓 陈作模 高等教育出版社3 机械设计课程设计主编：席伟光 扬光 李波 高等教育出版社4 机械设计基础课程设计主编：李海萍 机械工业出版社P=2.14 KW=0.82P=2.61KWi=21.98=192r/min 轴承的型号为30205轴承的型号为30206轴承的型号为30210