一級斜齒輪減速器

1、. . . . 機械設計課程設計計算說明書設計題目：圓柱斜齒輪減速器機械工程與力學學院08機械設計者：*指導教師：*2011年1月10日目 錄一、設計任務 2二、傳動方案的擬定與說明 3三、電動機的選擇 3四、傳動裝置的總傳動比與其分配 4五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4六、齒輪傳動的設計計算 5七、軸的設計計算 9聯(lián)軸器的選擇軸承的選擇八、滾動軸承的校核 14九、鍵的選擇與強度校核 15十、減速器的潤滑方式和密封類型的選擇 15 十一、箱體設計與附屬部件設計 15十二、端蓋設計 16一、設計任務：設計一用于帶式運輸機上的圓柱齒輪減速器。傳動簡圖如下：總體布置簡圖已知條件：組數(shù)輸送帶的牽引

2、力F（KN）輸送鏈的速度v(m/s)輸送帶輪轂直徑d(mm)第五組3.91.2240注：1.帶式輸送機工作時，運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定。2.工作壽命15年，每年300個工作日，每日工作16小時。計算工作壽命：二、傳動方案的擬定與說明如任務說明書上布置簡圖所示，傳動方案采用圓柱齒輪減速箱：聯(lián)軸器與低速軸相連。 三、電動機的選擇1、工作機輸出功率2、卷筒軸的轉速轉速 r/min=95.54 r/min 3、傳動效率：查設計手冊P:5表1-7V帶傳動滾子軸承：(一對)斜齒輪傳動：7級精度的一般齒輪傳動(油潤滑)聯(lián)軸器：彈性聯(lián)軸器卷筒：總傳動效率=0.86764、電動機輸入功率5、由設計手冊P:16

3、7表12-1 選Y132S-4型號電動機，主要技術數(shù)據(jù)如下：型號額定功率（kW）滿載轉速（r/min）Y132s-45.514402.2質量（kg）2.368四、傳動裝置的總傳動比與其分配1、系統(tǒng)總傳動比=1440/95.45=15.072、參考設計手冊P:5表1-8：取取V帶傳動，齒輪傳動比五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉速n（r/min）減速器高速軸為軸，低速軸為軸，小帶輪軸為4軸，各軸轉速為：2/各軸輸入功率P（kW）3、各軸輸入轉矩T（N）六、齒輪傳動的設計計算1、設計對象： 低速級圓柱斜齒輪傳動1、選定齒輪類型、旋向、精度等級、材料與齒數(shù)1）按照給定的設計方案可知齒輪類型為

4、斜齒圓柱齒輪，螺旋角14度2）為盡量減少中間軸上的軸向力，選小齒輪為左旋，則大齒輪為右旋；3）電動機為一般工作機，速度不高，選擇7級精度；4）材料選擇。由機械設計表10-1（P191）選取，小齒輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS；5）選小齒輪的齒數(shù)為則大齒輪的齒數(shù)為2、按齒面接觸強度設計按機械設計式（10-21）試算1）確定公式各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2）已知小斜齒輪傳遞的轉矩（3）由機械設計表10-7選取齒款系數(shù)（4）查機械設計圖10-26得端面重合度為所以，（5）齒數(shù)比（6）由機械設計P:201表1

5、0-6查得材料彈性影響系數(shù)（7）由機械設計圖10-30得區(qū)域系數(shù)（8）由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限（9）由機械設計式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)（10）由圖10-19查得（11）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S1，由機械設計式（10-12）有：2）計算（1）計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得（2）計算圓周速度（3）計算齒寬b與模數(shù)m（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數(shù)K由機械設計表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由機械設計圖10-8（P194）得由機械設計表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)由機械設計表10-4查得

6、齒向載荷分配系數(shù)由，查機械設計圖10-13（P198）查得齒向載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)（6）按實際的載荷系數(shù)K校正速算的得分度圓直徑，由機械設計式（10-10a）得（7）計算法面模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計由機械設計式（10-17）1）確定公式各計算數(shù)值（1）由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限（2）查機械設計圖10-18得（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4,由機械設計式（10-12）得（4）計算載荷系數(shù)K（5）根據(jù)縱向重合度，查機械設計圖10-28（P217）的螺旋角影響系數(shù)（6）計算當量齒數(shù)（7）查取齒形系數(shù)由機械設計表10-5查得（8

7、）查取應力校正系數(shù)由機械設計表10-5查得（9）計算大、小齒輪的,并加以比較大齒輪數(shù)值大。2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。ú闄C械原理p180表10-1）已可滿足彎曲強度。但為同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)于是由，取，則4、計算幾何尺寸1）計算中心距將中心距圓整為168mm。2）按圓整后的中心距修正螺旋角 誤差在5%以，螺旋角值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。3）計算大、小齒輪分度圓直徑4）計算齒輪寬度圓整后，取5、計算所得結果匯總如下表備用。名稱符號小齒輪大齒輪螺旋角14.7

8、76;法面模數(shù)mnmn=2.5mm端面模數(shù)mtmt= mn/cos=2.58法面壓力角20°分度圓直徑d齒頂高hamm齒根高hfmm齒頂圓直徑da齒根圓直徑df齒寬B七、軸的設計計算由機械設計P：362表15-1選取軸的材料為45鋼調質處理，硬度217255HBs，抗拉強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，許用彎曲應力=60MPa低速軸的設計計算1、求輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T，查機械設計P371表15-3,取:軸:軸:軸:取低速軸最大轉矩軸進行計算,校核.考慮有鍵槽,將直徑增大,則:.2.軸的結構設計選材45鋼,調質處理.由機械設計P351式14-1得:聯(lián)軸器的計算轉矩:由表14

9、-1,查得:,按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查設計手冊表8-7, 選擇軸與軸聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器型號為：型聯(lián)軸器:公稱轉矩:許用轉速:質量:.型聯(lián)軸器,其公稱轉矩為:半聯(lián)軸器的孔徑:,故取:.半聯(lián)軸器長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:.(1)軸上零件的定位,固定和裝配單級減速器中可以將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯(lián)接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位.(2)確定軸各段直徑和長度<1>段:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,故取段的直徑,左端用軸端擋圈定位,查設計手冊（p59）怕表按軸端去擋圈直徑

10、,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度:,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故段的長度應比略短,取:.<2>初步選擇滾動軸承,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù):.由設計手冊表選取型軸承,尺寸:，軸肩故，左端滾動軸承采用縐件進行軸向定位,右端滾動軸承采用套筒定位.<3>取安裝齒輪處軸段的直徑：，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短與輪轂寬度,故?。?齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度,取,則軸環(huán)處的直徑：，軸環(huán)寬度：,取，即軸肩處軸徑小于軸承圈外徑,便于拆卸軸承.

11、<4>軸承端蓋的總寬度為：,取：.<5>取齒輪距箱體壁距離為:.,.至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.(3)軸上零件的周向定位齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接按查手冊表4-1,得:平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為:.為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,查設計手冊（P106）選擇齒輪輪轂與軸的配合為;,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為:,半聯(lián)軸器與軸的配合為:.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為:.設計手冊（p110）(4)確定軸上圓角和倒角尺寸,參照設計手冊 p16，表1-27,取軸端倒角為:,各軸肩處圓角半徑:段左端取,

12、其余取,處軸肩定位軸承,軸承圓角半徑應大于過渡圓角半徑,由手冊,故取段為.(5)求軸上的載荷在確定軸承的支點位置時,查手冊表6-7,軸承型,取因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距,據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖,可看出截面處計算彎矩最大 ,是軸的危險截面.(6)按彎扭合成應力校核軸的強度<1>作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:，得：，.<2>求作用于軸上的支反力水平面支反力:垂直面支反力:<3>作出彎矩圖分別計算水平面和垂直面各力產生的彎矩.計算總彎矩:<4>查機械設計（P373）得=0.6作出扭矩圖:.<5&g

13、t;作出計算彎矩圖:,.<6>校核軸的強度對軸上承受最大計算彎矩的截面的強度進行校核.由課本式15-5,得:,由課本表15-4,得:,由手冊表4-1,取,計算得:,得:故安全.3. 確定輸入軸的各段直徑和長度考慮有鍵槽,將直徑增大,則:故取，取處為定位軸肩，取35mm，取處為非定位軸肩，取處為定位軸肩，若在處不做成齒輪軸則需用鍵槽，軸的直徑需擴大5%，48*（1+5%）=50.4mm小齒輪的齒根圓直徑，與小齒輪的直徑很接近，故做成齒輪軸。48mm，=70mm，l15.5mm八、滾動軸承的校核1.軸承的選擇：軸承1：單列圓錐滾子軸承30211（GB/T 297-1994）軸承2：單列

14、圓錐滾子軸承30208（GB/T 297-1994）2.校核軸承：圓錐滾子軸承30211，查設計手冊p75：由課本表13-6，取由課本表13-5，查得：圓錐滾子軸承時的值為：1.5（設計手冊p75）.由課本表13-6，得：軸承的派生軸向力：,.因，故1為松邊，作用在軸承上的總的軸向力為：.查手冊表6-7，得:30211型 ,.由機械設計表13-5，查得：,得:.計算當量動載荷：,.計算軸承壽命，由課本式13-5，得：取:（滾子軸承）則：九、鍵的選擇與強度校核1.輸入軸：鍵，型.2.大齒輪：鍵，型.3.輸出軸：鍵，型.查機械設計表3.1，,式6-1得強度條件:.k=0.5h校核鍵1：;鍵2：;鍵

15、3：.所有鍵均符合要求.十、減速器的潤滑方式和密封類型的選擇1、 減速器的潤滑方式：飛濺潤滑方式2、 選擇潤滑油：工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-95）中的一種。設計手 冊p85，表7-1，選L-CKC1003、 密封類型的選擇：密封件：氈圈1 35 /ZQ4606-86 氈圈2 55 /ZQ4606-86十一、箱體與附屬部件設計設計:參考設計手冊表11（鑄鐵減速器箱體結構尺寸），初步取如下尺寸：箱座壁厚：，取，箱蓋壁厚：，取，箱體凸緣厚度：箱座，箱蓋，箱底座加強肋厚度：箱座，箱蓋，地腳螺釘直徑：，取，型號為：螺栓GB/T M20400 （設計手冊P42，表3-13） 采用標準彈簧墊圈，型號：墊

16、圈GB/T 93 20 （設計手冊P48，表3-22）地腳螺釘數(shù)目：因，取軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：，取常用值,型號為：螺栓GB/T 578286 M16130 采用標準彈簧墊圈，型號：墊圈GB/T 93 16箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑：，取常用值型號為：螺栓GB/T 5782 M1040 采用標準彈簧墊圈，型號：墊圈GB/T 93 10螺栓間距觀察孔蓋螺釘直徑軸承端蓋螺釘直徑：起重吊耳采用吊耳環(huán)，見設計手冊表11-3取尺寸d=b=18mm，R=20mm，e=15mm吊鉤：取尺寸K=30mm,H=24mm,h=12mm,r=5mm,b=18mm其余尺寸參見裝配圖。取油標：桿式油標 M16。齒輪頂圓至箱體壁的距離：，取,齒輪端面至箱體壁的距離：，取窺視孔與視孔蓋，參照設計手冊P:161表11-4取通氣器用通氣塞，查設計手冊表115，得以下數(shù)據(jù)：取，s=17，L=23，l=12，a=2 ，d1=5。啟蓋螺釘：型號為： GB/T 5780 M1830十二、端蓋設計參照設計手冊表11-101、高速軸軸承蓋設計由于軸承外徑螺釘直徑螺釘數(shù)為4，軸承蓋凸緣厚度螺釘孔直徑，螺釘分布圓直徑軸承蓋凸緣直徑，進油口，取2、低速軸軸承蓋設計由于軸承外徑螺釘直徑螺釘數(shù)為6，軸承蓋凸緣厚度螺釘孔直徑，螺釘分布圓直