单级斜齿圆柱齿轮减速器设计讲解

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：班级：学号：设计者：指导老师：目录一课程设计书3二设计步骤31. 传动装置总体设计方案 42. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 齿轮的设计 66. 滚动轴承和传动轴的设计 117. 键联接设计 158. 箱体结构的设计 179.润滑密封设计 1810.联轴器设计 2011. 联轴器设计21三设计小结21 四参考资料22一、课程设计书设计题目:带式输送机传动用的单级斜齿圆柱齿轮减速器工作条件：工作情况：两班制，每年300个工作日，连续单向运转，有轻度振动；工作年限：10年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V；输送带速度允许误差率为±5%；输送机效率ηw=0.96；制造条件及批量生产：一般机械厂制造，中批量生产。

-表一:题号1参数运输带工作拉力（kN）1.5运输带工作速度（m/s）1.7卷筒直径（mm）260设计任务量：减速器装配图1张(A1)；零件图3张(A3)；设计说明书1份。

二、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. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7、校核轴的疲劳强度8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 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：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。

η传动装置的总效率aη=η1η2η32η4＝0.876；η（为V带的效率）=0.95,η28（级闭式齿轮传动）=0.971η（弹性联轴器）=0.99η3（滚动轴承）=0.98，42.电动机的选择电动机所需工作功率为： P ＝P /η＝3.032kW, 执行机构的曲柄转速为n ＝Dπ60v1000⨯=124.939r/min ，现将两种电动机的有关数据列表与下表比较：方案 电动机型号 额定功率/kw同步转速（r/min ） 满载转速（r/min ） 总传动比iI Y132M1-6 4 1000 960 7.684 II Y112M-441500144011.525Y 由上表克制方案II 总传动比过大，为了能合理的分配传动比，是传动装置结构紧凑，决定选用方案I ，电动机型号Y132M1-6。

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 ＝7.684 （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 ＝3.17，则减速器传动比为i ＝0/i i a ＝2.4244.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速I n ＝0/i n m ＝302.839r/min Ⅱn ＝1/　Ⅰi n ＝124.934r/min （2） 各轴输入功率ⅠP ＝d p ×1η＝2.88kW ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝2.682kW P III =ⅡP ×3η×η4＝2.576kw （3） 各轴输入转矩 1T =d T ×0i ×1η N·m 电动机轴的输出转矩d T =9550mdn P =30.162 N·m 同理: ⅠT ＝d T ×0i ×1η =90.833N·m ⅡT ＝ⅠT ×1i ×1η×2η=205.013N·mT III ＝ⅠT ×0.98=196.903 N·m轴号 转速n/min功率kw转矩n/m传动比i0 960 3.032 30.162 3.170 I 302.839 2.880 90.833 2.424 I I 124.934 2.682 205.013 1 I I I 124.9342.576196.90215.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 235HBS 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 190HBS Z 2=i ×Z 1=58.176 取Z 2=59 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2131)][(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 =2.5εa=1.655②计算应力值环数N 1=60n 1j h L =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109hN 2=4.45×108h #(5.96为齿数比,即5.96=12Z Z ) ③查得：K 1H N =0.93 K 2H N =0.96④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=SK H HN 1lim 1σ=0.93×550=511.5 MPa[H σ]2=S K H HN 2lim 2σ=0.96×450=432 MPa 许用接触应力MPa H H H 75.4712/)4325.511(2/)][]([][21=+=+=σσσ⑤查课本表3-5得：E Z =189.8MP a d φ=1T=9.55×105×11/n P =4.47×104N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径d t 12131)][(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα⨯+⨯≥=52.494 ②计算圆周速度υ=⨯=10006011　n d t πυ0.8324m/s③计算齿宽b 和模数nt m计算齿宽bb=t d d 1⨯φ=52.494mm 计算摸数m n 初选螺旋角β=12︒nt m =mm Z d t 00.22414cos 42.46cos 11=⨯=β ④计算齿宽与高之比h b 齿高h=2.25 nt m =4.813mmhb =46.42/4.5 =10.907⑤计算纵向重合度βε=0.3181Z Φd tan β=1.622⑥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++ 2d 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=1.71⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t 1tK K /3=50.64mm⑧计算模数n mn m =mm Z d 04.22414cos 64.50cos 11=⨯=β4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n m ≥)][(cos 212213F S F ad 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︒＝158③ 初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1④ 初选螺旋角 初定螺旋角＝14⑤ 载荷系数KK ＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73⑥ 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＝1.774⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（2111Z 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 /＝0.673⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度09.214sin 42.46⨯⨯πo＝1.675,Y ＝1－＝0.82⑨ 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=14.3074.150086.011=⨯=S K FF FN σ[F σ]2=43.2524.138093.022=⨯=S K FF FN σ 01347.014.307596.1592.2][111=⨯=F S F F Y σαα01554.043.252774.1211.2][222=⨯=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mm mm m n 25.1655.124101554.014cos 78.01076.473.122243=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥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==24.57 取z 1=25那么z 2=5.96×25=149② 几何尺寸计算计算中心距 a=βcos 2)(21n m z z +=︒⨯+14cos 22)14925(=147.2mm 将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos 8.142.14722)14825(arccos 2)(21=⨯⨯+=Z +Z αn m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 1=8.14cos 225cos 1⨯=βn m z =42.4mmd 2=8.14cos 2149cos 2⨯=βn m z =252.5mm计算齿轮宽度B=mm mm d 4.424.4211=⨯=Φ 圆整的 502=B 551=B6.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 ．m⑵. 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 =20646211=d T F r = F tN oon 5.773886.13cos 20tan 20646cos tan =⨯=βαF a = F t tan β=20646×0.246734=5094.1N⑶. 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 Amm n P A d o 73.18311min ==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.M⑵. 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 =6.1923222=d T F r = F tN oon 72186.13cos 20tan 6.1923cos tan =⨯=βαF a = F t tan β=1923.6×0.246734=474.6N⑶. 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 Amm n P A d o 1.33322min == 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 Km N T K T a ca ⋅=⨯==3.36486.2425.12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mm L mm L mm d 84.112,4011===与轴配合的轴孔长度为半联轴器半联轴器的长度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,故取直径mm d 47=;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 。