二级斜齿轮的减速器课程设计

机械原理课程设计说明书

------二级斜齿轮减速器的设计

学 校：洛阳理工学院 系 别：机电工程系 专 业：模具设计与制造 学 号：Z09105844 姓 名：liuyong

完成日期：2011年6月8日

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第一章 设计任务书 ················································································ 2 第二章 运动学与动力学计算 ································································ 3 第三章 第四章 第五章 第六章 第七章 第八章 第九章

传动零件的设计计算 ································································ 6 轴的设计计算与校核 ······························································ 13 轴承的选择与校核 ·································································· 23 键的选择与校核 ······································································ 25 减速器的润滑与密封 ······························································ 25 设计心得 ···················································································· 26 参考资料 ·················································································· 27

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第一章 设计任务书

题目 设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器

学生姓名：刘 勇 指导老师：张旦闻

设计参数：

运输带工作拉力：F 1200N 运输带工作速度：V 1.2m/s 卷筒直径：D 200mm

工作条件：连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘；运输带速度允许误差 5%；两班制工作，3年大修，使用期10年（卷筒支撑及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑）。

加工条件：生产20台，中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮。

设计工作量：1.减速器装配图1张（A0或A1）；2.零件图1—3张；3.设计说明书1份。

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第二章 运动学与动力学计算

1. 电动机的选择

（二级斜齿轮减速器运动简图）

(1) 电动机类型的选择

据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。 (2) 电动机功率的选择

工作机所需要的有效功率为：

Pw

Fv1200 1.2

1.53kW

1000 w1000 0.94

其中，带式输送机的效率 w 0.94（查[4]附表10-1）。 电动机的输出功率：

P0

Pw

42

， 1 2 3 4 5

式中：η为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率 η1为V带的传动效率 η2为一对滚动轴承的传动效率

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η3为一对闭式齿轮的传动效率 η4为联轴器的传动效率 η5为滚筒的传动效率

1 0.96 2 0.99

由[4]附表10-1查得： 3 0.97

4 0.99 5 0.96

因此， 0.96 0.994 0.972 0.99 0.96 0.825 所以，P0

Pw

1.53

kW 1.855kW 0.825

根据P0选取电动机的额定功率Pm：Pm 1~1.3 P0 (1.855~2.412)kW，并由[4]附表10-112查得电动机的额定功率Pm 2.2kW。

(3) 选择电动机的转速

选择常用同步转速1000r/min 和1500r/min两种对比，先计算工作机主轴的转速，也就是滚筒的转速：

60 1000v60 1000 1.2nw r/min 114.65r/min

D3.14 200

总传动比i nm/nw，其中nm为电动机的满载转速。

成本，故决定选择方案II。

2. 传动比的分配

(1) 总传动比i

nm1430 12.47。 nw114.65

(2) 分配各级传动比，为使带传动比的尺寸不至过大，可取传动比i1 2，则减速

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器的传比为：i23

i12.47 6.235。考虑两级齿轮的润滑问题，两级大齿轮应i12

有相近的浸油深度，两级齿轮减速器高速齿轮传动比i2与低速传动比i3的比值取为：i2 .4 6.235 2.954，i3 i232 6.2.954 2.111。 (3) 传动装置的运动和动力参数计算。

1) 各轴的转速的计算：

n0 1430r/min

n1 n01 2r/min 715r/minn2 n12 2.954r/min 242.04r/minn3 n2i3 242.2.111r/min 114.65r/minn4 n3 nw 114.65r/min

2) 各轴的功率计算：

P0 1.855kW

PkW1 P0 1 1.855 0.96kW 1.781

P2 P 2 3 1.781 0.99 0.97kW 1.710kW 1P3 P2 2 3 1.710 0.99 0.97kW 1.642kWP4 P3 3 4 1.642 0.97 0.99kW 1.577kW

3) 各轴的输入转矩计算：

T0 9550P0n0 9550 1.N m 12.388N m

T1 9550P1n1 9550 1.N m 23.79N mT2 9550P2n2 9550 1.242.04N m 67.48N mT3 9550P3n3 9550 1..65N m 136.77N mT4 9550P4n4 9550 1..65N m 131.359N m

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第三章 传动零件的设计计算

1. V带的设计

(1) 确定设计功率Pc，选取V带类型

查[1]表7-7得工作情况系数KA 1.2，根据[1]式（7-17）有：

Pc KAPm 1.2 1.855kW 2.226kW

依据Pc 2.226kW，n0 1430r/min，从[1]图7-9中选用Z型普通V带。 (2) 确定带轮基准直径

由[1]表7-8查得主动轮的最小直径dd1min 50mm，根据带轮的基准直径系列，取dd1 90mm。根据[1]式（7-13），计算从动轮基准直径：

dd2 dd1i 90 2mm 180mm

根据基准直径系列，取dd2 180mm。

(3) 验算带的速度

根据[1]式（7-12）有：

dd1n0 90 1430v1 m/s 6.735m/s

60 100060 1000

速度在5~25m/s内，合适。

(4) 确定普通V带的基准长度和传动中心距

根据[1]式（7-19），有：

a0 (0.7~2)(90 180)mm 189~540 mm

初步确定中心距a0 400mm。 根据[1]式（7-20）计算带的初选长度：

L0 2a0

2

dd2 dd1

2

dd1 dd2

4a0

3.14

90 180 180 90 mm 24400

1128.96mm 2400mm

根据[1]表7-3选取带的基准长度Ld 1250mm。 根据[1]式（7-21），计算带的实际中心距a为：

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a a0

Ld L0 1250 1228.96

400 mm 410.52mm 22

根据[1]式（7-22）可知，中心距可调整范围为：

mm 391.5mmamin a 0.015Ld 410.52 0.0151250

mm 448.02mmamax a 0.03Ld 410.52 0.031250

即：392mm a 448mm。 (5) 验算主动轮上的包角 1

a

主动轮上的包角合适。 (6) 计算V带的根数Z

根据[1]式（7-24），有：

1 180

dd2 dd1 57.3 180 180 90 57.3 167

345

Z

PcPc

PP0 P0KαKL

由Z型普通V带，查[1]表7-4得P0 0.37kW； n0 1430r/min，dd1 90mm，由i1 2，查[1]表7-6得 P0 0.03kW； 由 1 167 ，查[1]表7-5得Kα 0.96； 由Ld 1250mm，查[1]表7-3得KL 1.11。则：

Z

Pc2.226

5.22

P0 P0KαKL0.37 0.03 0.96 1.11

取Z 5根。 (7) 计算初拉力F0

根据[1]式（7-25），有：

Pc 2.5

F0 500 1 qv2 vZ Kα

查[1]表(7-2)得q 0.06Kg/m，故：

Pc 2.5

F0 500 1 qv2

vZ Kα 500

2.226 2.5

1 0.06 6.7352N 55.741N

6.735 5 0.96

(8) 计算作用在轴上的压力FQ

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根据[1]式（7-26），有：

167

FQ 2ZF0sin 2 5 55.741sin 553.826N

22

1

2. 齿轮的设计

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查取寿命系数 Z N :查[2]图 2-11 得： Z N1 = 0.92 , Z N2 = 0.95

Z N1 = 0.92

⑦ 计算许用接触应力 [σ H ] , 取失效率为 1%, 查取[2]表 2-3 得最小。 Z N2 = 0.95 安全系数 S Hmin = 1 。

S Hmin = 1

[σ H1 ] = σ Hlim 1Z N1S Hmin

=

590 × 0.92 MPa = 542 .8MPa 1395 × 0.95 MPa = 375.25MPa 1

[σ H1 ] = 542.8MPa[σ H2 ] = 375.25MPa [σ H ] = 375.25MPa

[σ H2 ] =

σ Hlim 2 Z N2S Hmin

=

所以， [σ H ] = 375.25MPa ⑧ 计算节点区域系数 Z H ,由[3]P-278 得：

ZH =2) 设计计算

2 = 2.5 α = 20 o sin α cos α

(

)

Z H = 2.5

① 计算小齿轮分度圆直径 d t1

2 × 1.5 × 3.96 × 2.379 × 10 4 2.5 × 189.8 d t1 ≥ mm 2.96 × 1.0 375.25 2 3

d t1 = 53.446mm

= 53.446mm ② 计算圆周速度 v πd t1n1 π × 53.446 × 715 v= = m/s = 2.000m/s 60 ×1000 60 × 1000 ③ 计算载荷系数 K 。查[2]表 2-1 得使用系数 K A = 1 ;根据 v = 2.000m/s ,8 级精度； 计算动载系数 K v 查[3]表 12-13 得： K v = 1.2 ;查取齿间载荷分配系 数 K α = 1.3 ;查[2]图 2-5 曲线 2 得齿向载荷分配系数 K β = 1.449 。 则 K = K A K v K α K β = 1.0 × 1.2 × 1.3 × 1.449 = 2.260 ④ 校正分度圆直径 d1d1 = d t1 K K t = 53.446 2.260 1.5mm = 61.271mm (3) 主要几何尺寸计算

v = 2.000 m/s

K A = 1.0 K v = 1.2 K α = 1.3 K β = 1.449 K = 2.260 d1 = 61.271mm

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1) 计算模数 mn

mn = d1 cos β z1 = 2.367mm ,按标准取

mn = 2.5mm 。2) 计算中心距 α a= mn (z1 + z2 ) = 2.5 o (25 + 74)mm = 128.115mm 2 cos β 2 cos 15

mn = 2.5mm

a = 127 mm

3) 重新计算螺旋角 β

β = arccos

mn ( z1 + z 2 ) 2.5(25 + 74 ) = arccos = 12.990o 2a 2 × 127

β = 12.990o

4) 计算分度圆直径 d1 、 d 2 d1 = mn z1 2.5 × 25 = mm = 64.141mm cos β cos 12.990o

d1 = 64.141mm d 2 = 189.859mm

m z 2.5 × 74 d2 = n 2 = mm = 189.859mm cos β cos 12.990o 5) 计算齿宽 bb = d d1 = 1.0 × 64.141mm = 64.141mm

b = 65mm b1 = 70mm b2 = 65mm h = 5.625mm

6) 计算齿高 h

h = 2.25mn = 2.25 × 2.5mm = 5.625mm(4) 校核齿根弯曲疲劳强度

σF =

2 KT1 YFaYSa YεYβ ≤ [σ ] bmn d1

1) 确定验算公式中各参数

① 大、小齿轮的许用弯曲应力为 [σ F1 ] 、 [σ F2 ] 计算大小齿轮的弯曲疲劳极限 σ Flim :

σ Flim1 = 428.0MPa σ Flim2 = 328.3MPaYN1 = 0.91 YN2 = 0.93

σ Flim1 = 320 + 0.45 × 240MPa = 428MPa σ Flim2 = 184 + 0.74 ×195MPa = 328.3MPa② 查取弯曲寿命系数 YN ,查[2]图 2-8 得：YN1 = 0.91, YN2 = 0.93

③ 计算弯曲许用应力 [σ F ],取失效率为 1%,查[2]表 2-3 最小安全

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系数： S Fmin = 1.25

S Fmin = 1.25

[σ F1 ] = σ Flim 1YN1S Fmin

= =

428 × 0.91 MPa = 312 MPa 1.25 328 × 0 .93 MPa = 244 MPa 1.25

[σ F1 ] = 312MPa [σ F2 ] = 244MPa

[σ F2 ] = σ Flim2 YN2S Fmin所以， [σ F ] = 244 MPa ④ 计算当量齿数 z v1 、 z v2

[σ F ] = 244MPa

z v1 = z v2

z1 25 = = 27 .022 3 3 cos β cos 12 .990 o z2 74 = = = 79 .985 3 3 cos β cos 12 .990 o

z v1 = 27.022 z v2 = 79.985

⑤ 计算当量齿轮的端面重合度

ε β = 1.88 3.2

1 1 + cos β z1 z 2

1 1 = 1.88 3.2 + cos 12.990o = 1.665 25 74 ⑥ 计算重合度系数 Yε Yε = 0.25 + 0.75 ε αv = 0.25 + 0.75 1.665 = 0.700 ⑦ 计算螺旋角系数 YβYβmin = 1 0.25ε β = 1 0.25 × 1 = 0.75(当 ε β ≥ 1 时， ε β = 1 计算) 按 Yβ = 1 ε β

ε β = 1.665

Yε = 0.700

β120o

= 1

12.990o = 0.892 120o

Yβ = 0.892

⑧ 查取齿型系数 YFa1 = 2.55 和应力修正系数 YSa :由[2]图 2-6 和 2-7 YFa1 = 2.57 得：YFa1 = 2.57, YSa1 = 1.61; YFa2 = 2.22, YSa2 = 1.77 YFa2 = 2.22 YSa1 = 1.61

⑨ 校核强度计算2 × 2.260 × 2.379 × 10 4 σ F1 = × 2.57 ×1.61× 0.707 × 0.866MPa 65 × 2.5 × 64.141 = 26.13MPa

YSa2 = 1.77

σ F1 = 26.13MPa

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现将高速级和低速级的大小齿轮归纳入下表：

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第四章 轴的设计计算与校核

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d 2 min = 30mm(3) 低速轴：' d 2 min = A3

d 2 min = 30mm

= (25.985 ~ 28.656)mm

P3 1.642 = (107 ~ 118)× 3 mm n3 114.65

因低速轴最小轴径处要安装联轴器，设有一个键槽， 则：' d 3 min = d 3 min (1 + 7% ) = 28.656 × (1 + 7% )mm

= 30.662mm

因联轴器为标准值，故取为： d 3 min = 35mm d 3 min = 35mm

3. 轴的结构设计(1) 高速轴的结构设计： 高速轴的结构设计如图 1 所示。

图11) 各轴段直径的确定

高速轴的结构设计

d11 :最小直径,安装大带轮的外伸轴段，故： d11 = d Ι min = 20mm d12 : 密 封 处 轴 段 ， 根 据 大 带 轮 的 轴 向 定 位 要 求 ， 定 位 高 度 h = (0.07 ~ 0.1)d11 ,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封) ,故： d12 = 25mmd13 :滚动轴承处轴段， d13 = 30mm ,选取的轴承型号为 6606,其 尺寸为：14

d11 = 20mm

d12 = 25mm

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d × D × B = 30mm × 55mm × 13mm

d13 = 30mm

d14 :过渡轴段，由于各级齿轮的线

速度均小于 2m/s ,滚动轴承拟采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位：

d14 = 36mmd15 :轴环直径 d15 = 52mm 。 d16 :齿轮处轴段，考虑齿轮的结构尺寸，采用齿轮和轴的连体设 计。即： d16 = 69.141mm d17 :同 d15 ,即： d 17= d15 = 52mm d18 :轴承处轴段，同 d13 ,即 d18 = d13 = 30mm 2) 各轴段长度的确定

d14 = 36mmd15 = 52mm

d16 = 69.141mm

d17 = 52mm

d18 = 30mm

l11 :由大带轮的毂孔 B = 62mm 确定，故取： l11 = 70mm l12 :由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定， l12 = 45mml13 :由滚动轴承及装配关系确定： l13 = 28mm l13 = (13 + 3 + 12 )mm = 28mm

l11 = 70mm

l12 = 45mm

l14 :过渡轴段由箱体的装配关系确定 l14 = 110mm 。l15 :轴环长度 l15 = 8mm 。 l16 :齿轮处长度 l16 = 70mm (由齿轮轮毂宽度 B 决定) 。l17 :同 l15 ,即： l17 = l15 = 8mm l18 :轴承处段，同 l13 ,即：

l13 = 28mm

l14 = 110mml15 = 8mm l16 = 70mm l17 = 8mm

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