单级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

机械设计基础课程设计说明书

课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计

专业：XXXX

班级：XXXXX

学号：XXXXX

设计者：XXXX

指导老师：XXXXXX

XXXXX大学

目录

一课程设计书 2

二设计要求2

三设计步骤2

1. 传动装置总体设计方案 3

2. 电动机的选择 4

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5

4. 计算传动装置的运动和动力参数 5

5. 设计V带和带轮 6

6. 齿轮的设计 8

7. 滚动轴承和传动轴的设计 19

8. 键联接设计 26

9. 箱体结构的设计 27

10.润滑密封设计 30

11.联轴器设计 30

四设计小结31

五参考资料32

一. 课程设计书

设计课题:

设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V

表一:

二. 设计要求

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。

3.设计说明书一份。

三. 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：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：

1

2

3

456

图一:(传动装置总体设计图)

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V 带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 传动装置的总效率a η

η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×398.0×295.0×0.97×0.96＝0.759；

1η为V 带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，

η3为联轴器的效率，4η为球轴承的效率，

5η为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P ＝P /η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n ＝

D

π60v

1000?=105r/min ，

经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i ＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝3~6，

则总传动比合理范围为i ＝6～24，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n ＝（6~24）×105＝630~2520r/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，

选定型号为Y112M —4的三相异步电动机，额定功率为4.0

额定电流8.8A ，满载转速 m n 1440 r/min ，同步转速1500r/min 。

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1） 总传动比

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为a i ＝n /n ＝1440/105＝13.7

（2） 分配传动装置传动比

a i ＝0i ×i

式中10,i i 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0i ＝2.3，则减速器传动比为i ＝0/i i a ＝13.7/2.3＝5.96

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速

方

案 电动机

型号

额定功率 P ed kw

电动机转速

min

r

电动机重量 N

参考价格 元

传动装置的传动比

同步

转速 满载

转速 总传动比

V 带

传动

减速器 1

Y112M-4 4

1500 1440 470

230

16.15

2.3

7.02

中心高

外型尺寸 L ×（AC/2+AD ）×HD

底脚安装尺寸A ×B 地脚螺栓孔直径K

轴伸尺寸D ×E 装键部位尺寸F ×GD

132

515× 345× 315

216 ×178

12

36× 80

10 ×41

I n ＝0/i n m ＝1440/2.3＝626.09r/min Ⅱn ＝1/　Ⅰi n ＝626.09/5.96＝105.05r/min （2） 各轴输入功率

ⅠP ＝d p ×1η＝3.05×0.96＝2.93kW

ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 则各轴的输出功率：

'ⅠP ＝ⅠP

×0.98=2.989kW 'ⅡP ＝ⅡP

×0.98=2.929kW （3） 各轴输入转矩 1T =d T ×0i ×1ηN·

m 电动机轴的输出转矩d T =9550

m

d

n P =9550×3.05/1440=20.23 N· 所以: ⅠT ＝d T ×0i ×1η=20.23×2.3×0.96=44.66N·m ⅡT ＝ⅠT ×1i ×1η×2η=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·

m 输出转矩：'ⅠT ＝ⅠT

×0.98=43.77 N·m '

Ⅱ

T ＝ⅡT ×0.98=242.86N·m 运动和动力参数结果如下表

5、“V ”带轮的材料和结构

确定V 带的截型

工况系数 由表6-4 K A =1.2

设计功率 Pd=K A P=1.2×4kw Pd=4.8

V 带截型 由图6-13 B 型

确定V 带轮的直径

小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 d d1=160mm 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s

大带轮基准直径 d d2=d d1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm

确定中心距及V 带基准长度

初定中心距由0.7（d d1+d d2）

360

要求结构紧凑，可初取中心距a0=700mm 初定V带基准长度

Ld0=2a0+3.14/2(d

d1+d

d2

)+1/4a0(d

d2

-d

d1

)2=2232mm

V带基准长度由表6-2取 Ld=2240mm

传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm

小带轮包角 a

1

=1800-57.30(335-160)/708=1640

确定V带的根数

单根V带的基本额定功率由表6-5 P1=2.72kw

额定功率增量由表6-6 △P=0.3

包角修正系数由表6-7 Ka=0.96

带长修正系数由表6-2 K

L

=1

V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaK

L

=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556

取Z=2

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

V带齿轮

2.3 5.96

2. 各轴转速n

(r/min)

(r/min)

626.09 105.05

3. 各轴输入功率P

（kw）（kw）

2.93

2.71

4. 各轴输入转矩 T

(kN·m )

(kN ·m)

43.77

242.86

5. 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z

160

368

708

2232

B

2

6.齿轮的设计

（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

① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =24 高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=i ×Z 1=5.96×24=143.04 取Z 2=144 ② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?±?

≥

确定各参数的值: ①试选t K =1.6

选取区域系数 Z H =2.433

78.01=αε82.02=αε

则6.182.078.0=+=αε

②计算应力值环数

N 1=60n 1j h L =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h

N 2=4.45×108h #(5.96为齿数比,即5.96=1

2

Z Z ) ③查得：K 1H N =0.93 K 2H N =0.96

④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: [H σ]1=S

K H HN 1

lim 1σ=0.93×550=511.5MPa

[H σ]2=

S K H HN 2

lim 2σ=0.96×450=432 MPa 许用接触应力

MPa H H H 75.4712/)4325.511(2/)][]([][21=+=+=σσσ

⑤查课本表3-5得：E Z =189.8MP a

d φ=1

T=9.55×105×11/n P =9.55×105×2.93/626.09

=4.47×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d t 1

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?+?

≥

=46.42 ②计算圆周速度υ

=?=1000601

1　

n d t πυ 1.52

③计算齿宽b 和模数nt m

计算齿宽b

b=t d d 1?φ=46.42mm 计算摸数m n 初选螺旋角β=14?

nt m ④计算齿宽与高之比h b

齿高h=2.25 nt m =2.25×2.00=4.50mm

h

b =46.42/4.5 =10.32 ⑤计算纵向重合度

βε=0.3181Z Φd 14tan 241318.0tan ???=β=1.903

⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1

根据s m v /62.1=,7级精度, 查课本得 动载系数K V =1.07, 查课本K βH 的计算公式:

K βH =)6.01(18.012.12d φ++2

d φ?+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6?1)×1+0.23×103-×46.42=1.33 查课本得: K βF =1.35 查课本得: K αH =αF K =1.2 故载荷系数:

K ＝K K K αH K βH =1×1.07×1.2×1.33=1.71

⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d 1=d t 1t

K K /3

=50.64mm

⑧计算模数n m

n m =

mm Z d 04.224

14

cos 64.50cos 11=?=β

4. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

n m ≥

)][(cos 212213

F S F a

d Y Y Z Y KT σεφββ?

?

⑴ 确定公式内各计算数值

① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m

确定齿数z

因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝5.96×24＝143.04 传动比误差 i ＝u ＝z / z ＝143.04/24＝5.96 Δi ＝0.032％5％，允许

② 计算当量齿数

z ＝z /cos ＝24/ cos 314?

＝26.27 z ＝z /cos

＝144/ cos 314?＝158

③ 初选齿宽系数

按对称布置，由表查得＝1

④ 初选螺旋角 初定螺旋角＝14

⑤ 载荷系数K

K ＝K K K K

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y

查得: 齿形系数Y

＝2.592 Y

＝2.211

应力校正系数Y ＝1.596 Y

＝1.774

⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（

2

11

1Z Z +

）]βcos ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14?＝1.7 ＝arctg （tg

/cos

）＝arctg （tg20/cos14?）＝20.64690 ＝14.07609

因为＝/cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos /＝0.673

⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度09

.214sin 42.46??πo

＝1.675,

Y ＝1－＝0.82

⑨ 计算大小齿轮的

]

[F S F F Y σαα

安全系数由表查得S ＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u ＝6.255×10/5.96＝1.05×10

查课本得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮a FF MP 5001=σ 大齿轮a FF MP 3802=σ

查课本得弯曲疲劳寿命系数: K 1FN =0.86 K 2FN =0.93

取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

[F σ]1=

14.3074.1500

86.011=?=S K FF FN σ [F σ]2=43.2524

.1380

93.022=?=

S K FF FN σ 01347.014

.307596

.1592.2][111=?=F S F F Y σαα

01554.043

.252774

.1211.2][2

22=?=

F S F F Y σαα

大齿轮的数值大.选用.

⑵ 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模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =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 1=50.64mm 来计算应有的齿数.于是有:

z 1取z 1=25

那么z 2=5.96×25=149

② 几何尺寸计算

计算中心距 a=

β

cos 2)(21n m z z +mm 将中心距圆整为110mm

按圆整后的中心距修正螺旋角

β

因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正.

计算大.小齿轮的分度圆直径

d 1mm

d 2mm

计算齿轮宽度

圆整的 502=B 551=B

大齿轮如上图：

7.传动轴承和传动轴的设计

1. 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P 1，转速n 1，转矩T 1 P 1=2.93KW n 1=626.9r/min T 1=43.77kn ．m

⑵. 求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为 d 1=42.4mm

而 F t =2064621

1

=d T F r = F t

N o

o

n 5.773886

.13cos 20tan 20646cos tan =?=βα

F a = F t tan β=20646×0.246734=5094.1N

⑶. 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112=o A

mm n P A d o 73.1831

1

min ==

2. 从动轴的设计

求输出轴上的功率P 2，转速n 2, T 2， P 2=2.71kw,n 2=105.05, T 2=242.86kn.M

⑵. 求作用在齿轮上的力

已知大齿轮的分度圆直径为 d 2=252.5mm

而 F t

F a = F t tan β=1923.6×0.246734=474.6N

⑶. 初步确定轴的最小直径

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取112=o A

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5.1=a K

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 选取

LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为

500Nm,半联轴器的孔径

⑷. 根据轴向定位的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,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mm D 50=半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 。

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,故选用单列角接触球轴承.参照

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7010C 型.

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mm mm mm B D d 168050??=??

进行轴向定位.查得7010C 型轴承定位轴肩高度齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,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L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度h b 4.1≥,取b=8mm.

④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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mm l 30= ,故取l=50. ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离c=20mm .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=8mm ,已知滚动轴承宽度T=16mm , 高速齿轮轮毂长L=50mm ,则

L=16+16+16+8+8=64

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

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,

查表对于7010C 型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mm mm mm L L 6.1758.608.114

=+=+

H mm N L F M NV V ?===8518168.114*7420211 mm N L F M NV V ?=?==8.8041408.6013226322

mm N M M M V H ?=+=+=2.8691848518161728892

22121

mm N M ?=1799512 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

ca σ=W T M 22

1)(?+=24.17274651.0)86.2421(1842.8692

2=??+

前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表15-1得[1-σ]=60MP a

ca σ〈 [1-σ] 此轴合理安全

8、校核轴的疲劳强度.

⑴. 判断危险截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用。所以A

ⅡⅢ B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来

看,截面Ⅵ和Ⅶ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Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ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Ⅳ和Ⅴ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Ⅶ左右两侧需验证即可. ⑵. 截面Ⅶ左侧。

抗弯系数 W=0.13d =0.1350?=12500 抗扭系数 T w =0.23d =0.2350?=25000

截面Ⅶ的右侧的弯矩M 为 mm N M M ?=-?

=2.328638

.6016

8.601 截面Ⅳ上的扭矩T 为 2T =242.86m KN ?

截面上的弯曲应力

==W M b σMPa 57.1112500144609=

截面上的扭转应力

T σ=

T W T 2=

MPa 45.1225000

311350

= 轴的材料为45钢。调质处理。 由课本得：

a B MP 640=σa MP 2751=-σa MP T 1551=- 因

=d r 04.050

0.2==d D 16.15058= 经插入后得

=?σ 2.0 T σ=1.31

轴性系数为

82.0=σq τq =0.85

∴K σ=1+)1(-?σσq =1.82 K τ=1+τq （T σ-1）=1.26 所以67.0=σε82.0=τε

92.0==τσββ

综合系数为： K σ=2.8 K τ=1.62

碳钢的特性系数 2.01

.0～=σ? 取0.1 1.005.0～=τ? 取0.05 安全系数ca S