二级斜齿轮减速器课程设计

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小编:机械设计课程设计 说明书 学院:西安交通大学机械学院 专业:机械设计制造及其自动化 班级:机设0602 姓名:XXX 教师:XXX 目 录 一、设计数据及要求 2 1.工作机有效功率 2 2.查各零件

机械设计课程设计

说明书

学院:西安交通大学机械学院
专业:机械设计制造及其自动化
班级:机设0602
姓名:XXX
教师:XXX

目 录
一、设计数据及要求 2
1.工作机有效功率 2
2.查各零件传动效率值 2
3.电动机输出功率 3
4.工作机转速 3
5.选择电动机 3
6.理论总传动比 3
7.传动比分配 3
8.各轴转速 4
9.各轴输入功率: 4
10.电机输出转矩: 4
11.各轴的转矩 4
12.误差 5
三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级 5
四、齿轮传动校核计算 5
(一)、高速级 5
(二)、低速级 9
五、初算轴径 13
六、校核轴及键的强度和轴承寿命: 14
(一)、中间轴 14
(二)、输入轴 20
(三)、输出轴 24
七、选择联轴器 28
八、润滑方式 28
九、减速器附件: 29
十一 、参考文献 29

一、设计数据及要求
F=2500N d=260mm v=1.0m/s
机器年产量:大批; 机器工作环境:清洁;
机器载荷特性:平稳; 机器的最短工作年限:五年二班;

二、 确定各轴功率、转矩及电机型号
1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值
联轴器(弹性) ,轴承 ,齿轮 滚筒

故:
3.电动机输出功率

4.工作机转速

电动机转速的可选范围: 取1000
5.选择电动机
选电动机型号为Y132S—6,同步转速1000r/min,满载转速960r/min,额定功率3Kw
电动机外形尺寸
中心高H 外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径
K 轴伸尺寸
D×E 建联接部分尺寸
F×CD
132
216×140 12 38×80 10×8

6.理论总传动比

7.传动比分配
故 ,

8.各轴转速

9.各轴输入功率:

10.电机输出转矩:

11.各轴的转矩

12.误差

带式传动装置的运动和动力参数
轴 名 功率 P/
Kw 转矩 T/
Nmm 转速 n/
r/min 传动比 i 效率 η/
%
电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99
Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96
Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96
Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46
Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98

三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级
考虑到齿轮所传递的功率不大,故小齿轮选用45#钢,表面淬火,齿面硬度为40~55HRC,齿轮均为硬齿面,闭式。
选用8级精度。

四、齿轮传动校核计算
(一)、高速级
1.传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和
尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得:

式中各参数为:
(1)小齿轮传递的转矩:
(2)初选 =19, 则
式中: ——大齿轮数;
——高速级齿轮传动比。
(3)由参考文献[1] P144表8.6,选取齿宽系数 。
(4)初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度:

由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72
由式8.2得
由图8.26查得螺旋角系数
(5)初取齿轮载荷系数 =1.3。
(6)齿形系数 和应力修正系数 :

齿轮当量齿数为

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79, =2.20
由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56, =1.78
(7)许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得:
由参考文献[1] P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:
和 。
由参考文献[1] P147表8.7,取安全系数 =1.25。
小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为:

式中: ——齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数;
——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:
故许用弯曲应力为
=

所以
初算齿轮法面模数

2 .计算传动尺寸
(1)计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ;
由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ;
由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ,则

(2)对 进行修正,并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1,圆整为
(3)计算传动尺寸。
中心距
圆整为105mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=20mm
取 ,
式中: ——小齿轮齿厚;
——大齿轮齿厚。
3.校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P135公式8.7
式中各参数:
(1)齿数比 。
(2)由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。
(3)由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。
(4)由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数
(5)由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数
(5)由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力
式中: ——接触疲劳极限,由参考文献[1] P146
图8.28()分别查得 ,

——寿命系数,由参考文献[1] P147图8.29查得 , ;
——安全系数,由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。
(二)、低速级
1.传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得:

式中各参数为:
(1)小齿轮传递的转矩:
(2)初选 =23, 则
式中: ——大齿轮数;
——低速级齿轮传动比。
(3)由参考文献[1] P144表8.6,选取齿宽系数
(4)初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度:
由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71
由式8.2得
由图8.26查得螺旋角系数
(5)初取齿轮载荷系数 =1.3。
(6)齿形系数 和应力修正系数 :
齿轮当量齿数为

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65, =2.28
由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57, =1.76
(7)许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得:
由参考文献[1] P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:
和 。
由参考文献[1] P147表8.7,取安全系数 =1.25。
小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为:

式中: ——齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数;
——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:
故许用弯曲应力为
=

所以
初算齿轮法面模数

2 .计算传动尺寸
(1)计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ;
由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ;
由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ,则

(2)对 进行修正,并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1,圆整为
(3)计算传动尺寸。
中心距
圆整为145mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=35mm
取 ,
式中: ——小齿轮齿厚;
——大齿轮齿厚。
3.校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P135公式8.7
式中各参数:
(1)齿数比 。
(2)由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。
(3)由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。
(4)由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数
(5)由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数
(5)由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力
式中: ——接触疲劳极限,由参考文献[1] P146
图8.28()分别查得 ,

——寿命系数,由参考文献[1] P147图8.29查得 , ;
——安全系数,由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。

五、初算轴径
由参考文献[1]P193公式10.2可得:
齿轮轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取 。
中间轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求,最后取
输出轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取 。
式中: ——由许用扭转应力确定的系数,由参考文献[1]P193表10.2,取

六、校核轴及键的强度和轴承寿命:
(一)、中间轴

1.齿轮2(高速级从动轮)的受力计算:
由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中: ——齿轮所受的圆周力,N;
——齿轮所受的径向力,N;
——齿轮所受的轴向力,N;

2.齿轮3(低速级主动轮)的受力计算:
由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中: ——齿轮所受的圆周力,N;
——齿轮所受的径向力,N;
——齿轮所受的轴向力,N;
3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为:

4.轴向外部轴向力合力为:
5.计算轴承支反力:
竖直方向,轴承1
轴承2
水平方向,轴承1 ,与所设方向相反。
轴承2 ,与所设方向相反。
轴承1的总支撑反力:
轴承2的总支撑反力:
6.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧,竖直方向
水平方向
b-b剖面右侧,竖直方向
水平方向
a-a剖面右侧合成弯矩为
b-b剖面左侧合成弯矩为

故a-a剖面右侧为危险截面。
7.计算应力
初定齿轮2的轴径为 =38mm,轴毂长度为10mm,连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8,t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm,连接键由P135表11.28选择 =12×8,t=5mm, =32mm,毂槽深度 =3.3mm。

,故齿轮3可与轴分离。
又a-a剖面右侧(齿轮3处)危险,故:
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

8.计算安全系数
对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:
抗拉强度极限 =650MPa
弯曲疲劳极限 =300MPa
扭转疲劳极限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数:
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得:
键槽应力集中系数由附表10.4查得: (插值法)
由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],故危险截面是安全的
9.校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力
齿轮3处键连接的挤压应力
由于键,轴,齿轮的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!
10.计算轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN,基本额定静负荷 =17.5KN

轴承1的内部轴向力为:
轴承2的内部轴向力为:
故轴承1的轴向力 ,
轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得:




根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
,故轴承寿命满足要求

(二)、输入轴

1.计算齿轮上的作用力
由作用力与反作用力的关系可得,齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等,方向相反。即:轴向力 ,径向力 ,圆周力
2.平移轴向力所产生的弯矩为:

3.计算轴承支撑反力
竖直方向,轴承1
轴承2
水平方向,轴承1 , 轴承2 ,
轴承1的总支撑反力:
轴承2的总支撑反力:

4.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
a-a剖面右侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
危险截面在a-a剖面左侧。
5.计算截面应力
由参考文献[1]P205附表10.1知:
抗弯剖面模量
抗扭剖面模量
弯曲应力

扭剪应力

6.计算安全系数
对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:
抗拉强度极限 =650MPa
弯曲疲劳极限 =300MPa
扭转疲劳极限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数:
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得:
由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],故危险截面是安全的
7.校核键连接的强度
联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7,t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm
联轴器处键连接的挤压应力
由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!
8.计算轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN,基本额定静负荷 =12.8KN

轴承1的内部轴向力为:
轴承2的内部轴向力为:
由于
故轴承1的轴向力 ,
轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得:




根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
,故轴承寿命满足要求
(三)、输出轴

1.计算齿轮上的作用力
由作用力与反作用力的关系可得,齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等,方向相反。即:轴向力 ,径向力 ,圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为:

3.计算轴承支撑反力
竖直方向,轴承1
轴承2
水平方向,轴承1 , 轴承2 ,
轴承1的总支撑反力:
轴承2的总支撑反力:
4.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
a-a剖面右侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
危险截面在a-a剖面左侧。
5.计算截面应力
初定齿轮4的轴径为 =44mm,连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8,t=5mm, =28mm。
由参考文献[1]P205附表10.1知:
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6.计算安全系数
对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:
抗拉强度极限 =650MPa
弯曲疲劳极限 =300MPa
扭转疲劳极限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数:
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得:
键槽应力集中系数由附表10.4查得: (插值法)
由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],故危险截面是安全的
7.校核键连接的强度
联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8,t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm
联轴器处键连接的挤压应力
齿轮选用双键连接,180度对称分布。
齿轮处键连接的挤压应力
由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!
8.计算轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN,基本额定静负荷 =20.5KN

轴承1的内部轴向力为:
轴承2的内部轴向力为:
由于
轴承1的轴向力
故轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得:




根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
,故轴承寿命满足要求

七、选择联轴器
由于电动机的输出轴径(d=38mm)的限制,故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联,孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大,所选联轴器的额定转矩大,故选HL3型,孔径取35mm。

八、润滑方式
由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小,低于2m/s,故齿轮的润滑方式选用油润滑,轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大,故润滑油选用中负荷工业齿轮油(GB5903——1986),牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY1413——1980)。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑,故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释,也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。

九、减速器附件:
1.窥视孔及窥视孔盖:由于受集体内壁间距的限制,窥视孔的大小选择为长90mm,宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm,宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来,因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大,故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性,故选择带有凸台的铸铁盖板。
2.通气器:为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大,导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏,使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中,故选用结构简单的通气螺塞即可,其规格为M22×1.5。
3.放油孔及放油螺塞:为了能在换油时将油池中的污油排出,清理油池,应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果,选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部,要求密封效果好,故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。
4.油面指示器:为了能随时监测油池中的油面高度,以确定齿轮是否处于正常的润滑状态,故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺,放置于机座侧壁,油标尺型号选择为M12。
5.吊耳和吊钩:为了方便装拆与搬运,在机盖上设置吊耳,在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖,而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径,吊耳和吊钩的直径都取20mm。
6.定位销:本减速器机体为剖分式,为了保证轴承座孔的加工和装配精度,在机盖和机座用螺栓联接后,在镗孔之前,在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销,安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上,呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。
7.起盖螺钉:在机盖与机座联接凸缘的结合面上,为了提高密封性能,常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧,不易分开。为了便于拆下机盖,在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm,在端部有一个6mm长的圆柱。

十一 、参考文献
1 陈铁鸣主编.机械设计.第4版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006
2 王连明,宋宝玉主编.机械设计课程设计.第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005
3 陈铁鸣, 王连明主编.机械设计作业指导.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003
4徐灏主编.机械设计手册(第二版).北京:机械工业出版社,2004
5陈铁鸣主编.新编机械设计课程设计图册.北京:高等教育出版社,2003
6王知行,刘廷荣主编..机械原理..北京:高等教育出版社,2005

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