二级斜齿轮减速器设计.

课程设计目录一、传动方案的拟定及说明 .1二、电动机的选择.1三、计算传动装置的运动和动力参数 .2四、传动件的设计计算.3五、轴的设计计算.13六、滚动轴承的选择及计算.21七、键联接的选择及校核计算 .22八、 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择26九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .27一、传动方案的拟定及说明传动方案给疋为二级减速（包含开式齿轮轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，曳引链链轮转速：60 x 1000 v 60 x 1000 x 0.35 oo /.n w = 28 r / minzp6 疋 125开式齿轮的传动比为4,二级齿轮传动比 840几=山订9 =284汇（840）r/min=8964480/min 选用同步转速为1500 r/min的电动机作为原动机二、电动机选择1 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2.电动机容量八少砧必山袖予厂Fv6000.351）曳引链的输出功率P w FW = 2.1kW1000 10002）电动机输出功率P dPd =啦n传动装置的总效率n =叫,叫匕式中，叫2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器q =0.99 ；滚子轴承口2=0.98 ;圆柱齿轮传动3=0.97 ；开式齿轮带传动口4=0.96,链传动口5=0.96则 口 =0.992 0.985 0.972 0.960.768故Pd - PW -2.734kWd n 0.7683电动机额定功率 Ped考虑到起动载荷为名义载荷的1.5倍nw = 28rJ minn - 0.768Pd = 2.734kW由1表20-1选取电动机额定功率 Ped =4kW选定电动机的型号为Y112M-4。主要性能如下表：084i1 =4.24i 2 =3.03电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y112M-44KW1440r/min2.22.64、计算传动装置的总传动比i亍并分配传动比1) 、总传动比i迟 =1440/28宙51.432) 、分配传动比开式齿轮传动传动比i3 =4，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比i = = 12.86J i3二级减速器中：高速级齿轮传动比 h = J1.4*i £ = J1.4*12.86 =4.24低速级齿轮传动比i 2 12.86 = 3.03i14.24三、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：i轴、n轴、川轴。各轴转速为：n I = n w = 1440r / minn t1440ccc c/n n =- = 339.6r / minII i 14.24n th -一止 112.1r / minIII i 23.032. 各轴输入功率按电动机所需功率 Pd计算各轴输入功率，即电动机的输出功率，F0 = Pd =2.734kW第一根轴的功率，P=PA =2.734 汉 0.99 = 2.71kW第二根轴的功率，=卩?2役=2.7仆0.98汉0.97 = 2.57kW第三根轴的功率，= 2.57 汶 0.98疋 0.97 二 2.45kW3. 各轴输入转矩 T(N?m)T1=9550x2.71/1440=17.97N ?m-3 -小齿轮 40Cr调质处理HB 1=280HBS大齿轮 45 钢调质处理HB 2=240HBST2=9550x2.57/339.6=72.27N ?mT3=9550x2.45/112.仁208.72N ?m四、传动件的设计计算1、高速级齿轮传动设计1) 、选择材料及热处理方式级精度，查表10-1得减速器采用闭式软齿面(HB<=350HBS),8-5 -# -2) 、按齿面接触强度计算取小齿轮z1=20,则z2 = i2z2 =20 4.24=85，取 z2 =85 并初步选定 3=15°也耳*九确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数 Zh=2.425c. 由图 10-26 查得=0.76, ;：2： =0.84,贝.：二；.：2 =1.603d. 计算小齿轮的转矩：=17.97 10 N mm。确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度 ，查表9-5得齿轮接触应力-lim1 l=600MPa大齿轮的为 -lim 2 l=550MPah.由式10-13计算应力循环次数92=6OnLh =60 1440 1 (6 16 300)=2.5 10N22.5 1094.24= 5.87 108-# -# -i.由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90KHn2=0.96-# -1 = Khni Jimi 】/S=540MpaH 2= K HN2 Llim 2 1/S=528 Mpat H 1=( J H 1+ A H 12 )/2=543 Mpad1t >=31.7mm3) 、计算(1) 计算圆周速度：V=d1t ji n1/60000=2.39m/s(2) 计算齿宽B及模数mntB=0 dd1t =1X31.7mm=31.7mmmnt = d1t cos 3 / z1=1.53mmH=2.25 mnt =3.445mmB/H=31.7/3.445=9.2(3) 、计算纵向重合度、I ,=0.318 $ d z1tan 3 =1.704(4) 、计算载荷系数由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka =1.25,Kv =1.12,K =1.456,K =1.35,K 二 =1.2故载荷系数K 二 KA KV KH：. KH，1.25 1.12 1.456 1.2 =2.446(5) 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10 10a得=36.5mm(6) 、计算模数mntmnt = d1 Cos 3 /Z1=1.76mm4) 、按齿根弯曲强度设计mni 32KTY : cos2 YF1Ysa1a ；：.乙 IF1 1(1) 、计算载荷系数：K 二 KA KV KF 一. Kf ： =1.25 1.12 1.2 1.35 =2.268、根据纵向重合度；=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数丫厂0.85(3)、计算当量齿数齿形系数-9 -# -20=22.19COS315v2cos315：85=94.3(4)、由1图 10-5 查得 Yf1 =2.72, 丫啓=2.21由表10-5 查得 Ys1 =1.57,a丿Ys2 =1.775a由图10-20C 但得 bFE1 1=500 MPa lcFE2 1=380 MPa由图10-18 取弯曲疲劳极限 Kfn1=0.85, Kfn2=0.88计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:!- f 1 = K fn 1 L fe 1 /s=303.57 MPaf2 = Kfn2 !fe2 bs=238.86 MPa(5)、计算大小齿轮的 丫氓，并比较 毎1,1272 1.57 =0.0147l-FJ303.57YF1Ysa1丫F 2丫sa2匕F2 12.21 1.7750.01642238.84y y y yy y且Y； 广Y2，故应将F 2代入1式(11-15)计算。F1 JF2 JF2(6)、计算法向模数mn1 - 32 2268 门97 103 0.85 COs215 0.01642 =1.141 1.6202-# -对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径 d1=36.5mm来计算应有的数，于是有：取 mn1 =2mm/“ 血d1 cosB 36.5 xcos15 ® 一“ 丄“(7) 、贝V n = = 17.62，故取 z1=18min2.则 z2 = i2 z-i =76，取 z2 = 76(8) 、计算中心距卄凹!咨2 =竺空 97.32mm2cos P2Mcos15，取 ai=97mm(9) 、确定螺旋角0i=arccos 曲乙+)2aarccos 2 "18 + 76)14 3 oarccos 14.32 x 97(10) 、计算大小齿轮分度圆直径：乙mn“d1=37 mmcos14.3"d2 =f -157mmcos14.3(11) 、确定齿宽a =屮 aa =137 =37mm取 B2 =37mm , B, =42mm5)、结构设计。(略)配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1) 、选择材料热处理方式(与前一对齿轮相冋)(HB<=350HBS),8级精度，查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB 1=280HBS大齿轮45钢调质处理HB 2=240HBS2) 、取小齿轮 z3=20，则 z4=i3 z3 =3.03 父 20=60.6取 z4=61，初步选-11 -# -3)、按齿面接触强度计算确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6-# -# -b.由图10-30选取区域系数Zh =2.425c.由图 10-26 查得；一 =0.76, ；一 =0.85,则；,- ；-2 "61d. 计算小齿轮的转矩：T2 =72.27 103N mm确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力Xm1 l=600MPa大齿轮的为 him 2 l=550MPah.由式10-13计算应力循环系数82 =6On 1jLh =60 339.6 1 (6 16 300) =5.89 10N25.89 1083.03=1.94 108i.由图10-19取接触疲劳寿命系数KhN1=0.96 Khn2=0.97H 1= K HN1 I Iim1 bs=576MpaJ h 2 = K hn2iim 2 bs=533.5 MpaJH L( bH 1+H2 "2=554.8 Mpad1t >=50.854)、计算(1)、圆周速度：V=d1t Ji n1/60000=0.904m/s(2) 、计算齿宽b及模数mntB=0 dd1t =1X50.85=50.85mmmnt = d1t cos 3 / z1 =2.456mmH=2.25 mnt =5.526mmb/h=50.85/5.526=9.2(3) 、计算纵向重合度、,=0.318 $ dZ1tan 3 =1.704a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka =1.25, Kv =1,Kh 一： =1.465,K =1.36, K* =K =1.2故 载荷系数 K=1.25*1*1.2*1.465=2.2(4 )、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得ITd1 = d1t 一=56.54mm Kt(5)计算模数mntmnt = d1 cos 3 / Z3=2.73mm5）、按齿根弯曲强度设计由式10-173：2KT2Y1cos2 -YF1Ysa1a 上式中 K 二 KA KV KF：. KF 1 =1.25 1 1.2 1.36 = 2.04b根据纵向重合度：:书=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数 丫3 =0.85 c计算当量齿数齿形系数zv1= 67.7駕厂 22,19，Z2 =cos 15cos 15由1图 10-5 查得 YF1 =2.72, Yf2 =2.28由图 10-20C 但得 t fe1 =500 MPa =E2 】=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限 Kfni=0.86, Kfn2=0.89d计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:f i = K fn i I-fei /s=307.14 MPabF2 =KFN2 JFE2 1/S=241.57 MPae比较YF1Ysa1272 1.57o.o1363307.14I- F1 1YF2Ysa22-28 1-70,0!633241.57l；F2YF1Ysa1 .：YF2Ysa2斗2“2F2，故应将：2®2代入1 式（ 11-15 ）计算。f法向模数2KTYfY1 cos2 :' a(u 1)才10.01633 = 32 2.04 339.6 103 0.85 cos2 1521 1.61 20对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径d1=55.6mm来计算应有的数,于是有：取 mn1 =3mmd1 cosB 56.54 汉 cos15°“Z1 -18，故取 Z1-18mn3.贝y z2 =i2 z1 =55g中心距mn(N ' Z2)2cos :3 (18 55)2 cos15；= 113mm-15 -# -取 a1=113mmh确定螺旋角-# -# -二 arccosmn(Z1 Z2)2a3"18+55)二 arccos 2 113=14.3；-# -i计算大小齿轮分度圆直径Z3mnd3=56mmcos14.3cd4= Z4mn =170mm cos14.3，J齿宽B ad3 =1 56 二 56mm取 B4 = 56mm , B3 =61mm4）、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算1.高速轴I设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr，调质处理，查表 15-31，取 Ao =1002）初算轴的最小直径d min - A03 P -100 3 2.71 -12.3mm in1440高速轴I为输入轴，最小直径处跟 V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽,故最小直径加大6%dmin=13.1mm。考虑到此端要和联轴器的孔配合，故取 dmin =16mm高速轴工作简图如图首先确定个段直径A段:B 段:C 段:D 段:E 段:chd1=16mm由最小直径算出d2=18mm根据油封标准，选择毡圈孔径为18mm的d3=20mm与轴承（角接触球轴承 7204）配合，取轴承内径d4=26mm 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmd5 =37mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116-17 -G段，d7=20mm,与轴承（角接触球轴承 7204）配合，取轴承内径F段：d6 =26mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm第二、确定各段轴的长度A段:L1=45mmB 段:L2 =33mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取33mmC 段:L3=20mm,与轴承（角接触球轴承 7204）配合，加上挡油盘长度（参G 段:考减速器装配草图设计p24）L3 =B+A 3+2=10+8+2=20mmL7=20mm,与轴承（角接触球轴承 7204）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）F 段:L6 6mm , L6= 2-2=8-2=6mmE 段:L5 =40mm，齿轮的齿宽 B = 40mmD 段:L4 =80mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离,箱体内壁宽度减在去箱体内已定长度后圆整得 L4=80mm2、轴n的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，理，查表15-31，取代=1002）初算轴的最小直径d mi A0 '3= 1002.5719.6mm339.6轴n的设计图如下:首先，确定各段的直径40Cr，调质处-19 -F段:d1 =25m m与轴承（角接触球轴承 7205）配合d6=25mm与轴承（角接触球轴承 7205）配合E 段:d5 =28mm与齿轮配合B 段:d2 =32mm,非定位轴肩C 段:d3 =56mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D 段:d4 =34mm,定位轴肩-21 -# -然后确定各段距离:A段：Li=21mm,考虑轴承（角接触球轴承 7205）宽度与挡油盘的长度B段：L2 =7mm根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：L3 =61m m根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：L5=33mm,根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：L6 =30mm考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D 段：L4 =8mm3、轴川的设计计算输入功率 P=2.45KW,转速 n =112.1r/min轴的材料选用40Cr （调质），可由表15-3查得傀=100 所以轴的直径：dm宀3匸2咲因为轴上有键槽，故最小直径加大n6% d min =29.8mmt由表13.1（机械设计课程设计指导书 ）选联轴器型号为LH2轴孔的直径d1=30mm轴川设计图如下：-# -# -首先，确定各轴段直径-# -A段：d1=35mm,与轴承（角接触球轴承 7207）配合B段:d2 -40mm与齿轮孔配合C段：d3 -50mm定位轴肩，取 h-5mmD段：d4 -46mm,非定位轴肩E段：d5-35mm,与轴承（角接触球轴承 7207）配合F 段：d6 -33mmG段：d7 -30mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：Li-34mm,由轴承长度， 3， 2,挡油盘尺寸B段:L2-54mm齿轮齿宽减去 2mm便于女装C段：L3-6mm,轴环宽度，取圆整值D段：L4 -55mm由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5 -23mm,由轴承长度F段：L6-30mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 -50mm联轴器孔长度轴的校核计算，第一根轴与第二根轴各轴段直径远大于计算所得最小直径，且转矩小，无 需校核。第三根轴：求轴上载荷已知：Ft = 2634N,= 963N,Fa =675N设该齿轮齿向是右旋，受力如图：Li = 62.25mm ,L2 = 121.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnhi =1186NFnh2 =612NMh = 75367N mm垂直支反力：Ma =46854N mm,Fnv1 =446N,Fnv2 228NM V1 = 27632 N mm,M V2 二 74472 N mmM79863N mm,合成弯矩1M2 =106325N mm由图可知，危险截面在B右边 算得W=7830 二ca = M ca/W=15.23MPa<70MPa轴材料选用40Cr查手册卜丨- 70MPa符合强度条件！六、滚动轴承的选择及计算1. I轴轴承型号为7204的角接触球轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 二 vFrNH1 - FrNV1 = 7032 13602 =1531NF2 二FNh2 卩議 二 11362 8722 =1139N2） 计算轴承的轴向载荷 （查指导书p125） 7204的角接触球轴承的基本 额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6 两轴承派生轴向力为：卩也二 Fr1- =478N, Fd2 = Fr2 =356N2Y2Y因为 Fa Fd2 =496N 356N =852NFd1 =356N轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松Fa1 = Fa + Fd 2 = 852 N、Fa 2 = Fd1 = 356 N2) 计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp=1.5因为 Fa1 一852 o.56e 0.37 X “ 一 0.4,Yj 1 .6 Fr1 5315 = fp(XFr1 +YFa1 ) = 2963因为 Fa2 = 356 =0.312 ce, X2 =1,=0Fr21139P2=fp(XFr2+YFa2 )=1709所以取 P =P2 =2963N3) 校核轴承寿命663,10 /C、孤10/43.3X10 3ULh=( ) n =()h = 43750 h60n P60"4402963按一年300个工作日，每天2班制.寿命11年故所选轴承适用。2.n轴轴承1) 计算轴承的径向载何：Fr1 = JfNh1 +FrNv1 =*24462 +9172 =2612NFr2 = JfNh2 +FrNv2 =J1762 +652 =188N2) 计算轴承的轴向载荷(查指导书p125) 7205角接触球轴承的基本额 定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fd1 =电=816“忑2 =良=59”2Y2Y因为 Fd1 +Fa =816N +496N =1312N a F； +Fd2 =1193N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 =Fa+Fd1 =1312N、Fa1=Fd2=59N2)计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp=1.5因为= 59 = 0.026 ve=0.37 X1 = 1,Y1 = 0Fr1 26125 = fp(XFr1 +YFa1 )=3918NF1312因为 巨竺一6.98e, x20.4,Y2 1.6Fr2188P2 = fp(XFr2+YFa2)=3262 N所以取P =R =3918N3)校核轴承寿命106 C 名10643.3汉 103 3Lh =()®h=() h=712365h60n P60 汉 339.63918按一年300个工作日，每天2班制.寿命15年故所选轴承适用。2.川轴轴承1) 计算轴承的径向载何：Fn = JfNh 1 + FNv1 = J29482 +11072 = 3149NFr2 = JfNh 2 + FrNv 2 =訥5132 + 268 = 1616N2) 计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 7207的角接触球轴承的基本 额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW e=0.4 , Y=1.5两轴承派生轴向力为：Fd1 =且=1050“尺2 =539N2Y2Y因为 Fd1 +Fa =1134N +1050N =2184N a Fq? =539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 =Fd1 =1050N、Fa2 = Fa +Fd1 =2184N2)计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp=1.5因为0.3334 ce = 0.37 x 1 = 1, Y1 = 0Fr13149P1 = fp(XFn+YFa1)= 4724N因为= 2184 =1.35 >e , X2 = 0.4,Y2 = 1.5Fr21616P2 = fp(XFr2+YFa2)=5885N-27 -所以取P = £ =5885N3) 校核轴承寿命663106 C 営 1090.8 灯o3 3Lh(一)h()3h=1076572h60n P 60x112.15885按一年300个工作日，每天2班制.寿命24年故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算公称尺寸bx h轴的公称直 径(mm)键长度(mm)工作长度(mm)键类 型高速轴6X 5163529A中间 轴8x 7283426A低速 轴8X 7306456A12 x 8405543A由于键采用静联接，冲击轻微，材料选用45钢，所以许用挤压应力二p =110MPa，所以上述键皆安全。满足设计要求八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm取 8mm机盖壁厚S 10.02a+3=6.06mm<8mm取 8mm机座凸缘厚度b1.5 S =12mm机盖凸缘厚度b11.5 S =12mm机座底凸缘厚度P2.5 S =20mm取 30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm 取 16mm地脚螺钉数目na<250m m,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.15mm 取 8mm-# -机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm 取10mm连接螺栓d2的间距l150200mn取 180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm 取 M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm 取 M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm 取M12df、d2、d3至外机壁距离cidi、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R仁 C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端面距离Lic1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2S +c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离 1> 1.2 S =9.6mm取 14mm齿轮端面与内机壁距离 2> S =8mm取 10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=mr 0.85 S 1=6.8mm,取 7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm 取 12mm轴承旁连接螺栓距离ss D22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔， 视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩， 螺塞，封油垫，毡圈等。九、润滑与密封（润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 ） 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。参考资料目录1 孙桓，陈作模，葛文杰主编机械原理M.北京：高等教育出版社,2006年5月第7版2 濮良贵，纪名刚主编.机械设计M.北京：高等教育出版社，2006年5月第8版3 宋宝玉主编.机械设计课程设计指导书M.北京：高等教育出版社，2006年8月第1版4 左宗义，冯开平主编.画法几何与机械制图M.广州：华南理工大学出版社，2001年9月第1版5 刘锋，禹奇才主编.工程力学材料力学部分M. 广州：华南理 工大学出版社，2002年8月第1版6 禹奇才，张亚芳，刘锋主编.工程力学理论力学部分M. 广州： 华南理工大学出版社，2002年8月第1版-29 -