链传动二级圆柱斜齿轮减速器.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：链传动二级圆柱斜齿轮减速器 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 学 号： 设 计 者： 设计时间： 2013年1月6日 目录一、传动方案的分析及拟定 2二、电机的选择 2三、 传动装置传动比的确定和运动参数计算 3四、 链及链轮设计 4五、 高速级齿轮的设计计算 5六、 低速级齿轮设计计算 10七、 减速器轴及轴承装置、键的设计 14.I轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 14.II轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计19.III轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 24八、 润滑与密封29九、 箱体结构尺寸设计29十、 设计总结30十一、参考文献 31一

2、、传动方案的分析及拟定题目：设计一个链式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力，运输带速度，运输机滚筒直径为。两班制工作，常温下连续单向运转，空载启动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘。每年300个工作日，减速器设计寿命为10年，电压为（220/380V）。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构比较简单，但齿轮相对于两支承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。两级齿轮都选用斜齿轮，这样运动起来更加平稳，但增加

3、了轴向力，轴向力对轴的选择影响不大，但轴承选择影响较大。整体布置如下： 图示：5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速 级齿轮传动，7为高速级齿轮传动。二、电动机的选择运输带功率PwFV3000N1.1m/s运输带转速n=79.277r/min弹性联轴器效率取0.97闭式齿轮传动效率取0.97滚动轴承效率取0.98运输带及滚筒效率取0.94链传动效率取0.9电机输出有效功率为查表得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速1440 r/min同步转速1500 r/min故选用Y132S-4封闭式三相异步电动机作为动力输入。三、传

4、动装置传动比的确定和运动参数计算1、传动比分配总传动比带传动传动比取为=2.3，则减速器总传动比为=7.897高速级传动比=3.204，圆整为3.2低速级传动比，圆整为2.52、各轴的转速（r/min）计算3、各轴输入功率(kw)4、各轴输入扭矩()上述结果列入表格得：轴号转数n(r/min)功率P(kw)扭矩T(Nm)I14405.44536.111II4505.020106.536III182.3284.773250.000IV79.2774.210507.152四、链及链轮设计1、选择链轮齿数取小链轮齿数,大链轮齿数2、确定计算功率并选择链条的型号和节距P查表可得,则查表选择12A-1，

5、节距P=19.05mm3、计算链节数及中心距初选中心距取连节数,查表得则最大中心距4、计算链速，确定润滑方式选择滴油润滑5、校核静强度校核其中安全系数所选链符合要求。6、链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高确定的最大轴凸缘直径五、高速级齿轮的设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)两齿轮均选择标准圆柱斜齿轮2)小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88)4)选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取。5

6、)初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式（109a）进行计算，即 确定公式内的各计算数值1)试选 2)小齿轮传递扭矩3)选取4)查表10-6得弹性影响系数，由图10-30选取区域系数5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6)由式10-13计算应力循环次数7)由图10-19可得接触疲劳寿命系数；。8)计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得9)由图10-26查得 计算1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2)计算圆周速度3)计算齿宽及模数 4)计算纵向重合度 5)计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由

7、表10-4查得由图10-13查得假定，由表10-3查得故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得7)计算模数3按齿根弯曲强度设计由式10-17确定计算参数1)计算载荷系数2)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数4)查取齿形系数由表10-5查得 5)查取应力校正系数由表10-5查得 6)由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得 9)计算大小齿轮的大齿轮的数据大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度

8、计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4几何尺寸计算(1)计算中心距将中心距圆整为84mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径(4)计算大、小齿轮的齿顶圆、齿根圆直径(5)计算齿轮宽度圆整后取；5验算合适六.低速级齿轮设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)两齿轮均选择标准圆柱斜齿轮2)小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3)运输机

9、为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88)4)选小齿轮齿数，大齿轮齿数。5)初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式（109a）进行计算，即(1)确定公式内的各计算数值1)试选 2)小齿轮传递扭矩3)选取4)查表10-6得弹性影响系数，由图10-30选取区域系数5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6)由式10-13计算应力循环次数7)由图10-19可得接触疲劳寿命系数；。8)计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得9)由图10-26查得 计算1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2)计算圆周速度3

10、)计算齿宽及模数4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-4查得由图10-13查得假定，由表10-3查得故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得7)计算模数3按齿根弯曲强度设计由式10-17确定计算参数1)计算载荷系数2)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数4)查取齿形系数由表10-5查得5)查取应力校正系数由表10-5查得6)由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数

11、S1.4，由式10-12得9)计算大小齿轮的大齿轮的数据大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4几何尺寸计算(1)计算中心距将中心距圆整为94.5mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径(4)计算大、小齿轮的齿顶圆、齿根圆直径(5)计算齿轮宽度圆整后取；5验算合适七.减速器轴及轴承装置、键的设计1I轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1.输入轴上的功率转矩2.

12、求作用在齿轮上的力 3.初定轴的最小直径选轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， 查机械设计手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需

13、制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取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，且转速大，故选用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据，,初选型号7305B轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段的长度与轴承宽度相同,所以。轴的装有甩油环，所以取3)取齿轮右端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑左轴承的拆卸,轴段的直径应根据7305B角接触球轴承的定位轴肩直径确定4)根据,，由于齿根圆到键槽底部距离e=-0.141.6，所以设计为齿轮轴，轴段

14、是齿轮部分，为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段的直径应根据7305B角接触球轴承的定位轴肩直径确定,即，5)取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, 6)参考表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见下图。输入轴（高速轴）的结构布置图5受力分析、弯距的计算 计算支承反力1)在水平面上 2)在垂直面上故总支承反力计算弯矩 1)水平面弯矩图 2)垂直面弯矩图 3)合成弯矩图 (3)计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型） 联轴器:由式6-1，查表6-2，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，

15、并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。同样齿轮的左端面V也是危险截面。根据式15-5，并取，轴的计算应力C截面：由表15-1查得，故C截面安全V截面：因为，所以V截面安全。9.校核轴承和计算寿命(1)，介于0.029-0.058，对应e为0.40-0.43，Y为1.40-1.30。(2)求Y，e。(3)计算轴的径向力、内部派生轴向力(4)计算轴承所受的轴向力，轴承1被压紧，轴承2被放松。(5)求轴承的当量动载荷(6)计算轴承的寿命因为，所以选择作为轴承的当量动载荷进行计算。所以轴承选择符合要求2II轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率转矩2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮:

16、低速小齿轮: 3.初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是由式15-2初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号33206的圆锥滚子轴承，参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故。轴段的长度与轴承宽度相同,故取，右端装有轴套，所以，。轴段与高速级大齿轮配合，应略短于轮毂长度，则，轴段左端设有轴肩，轴肩高度，则.(2)根据，由于低速级小齿轮齿根圆到键槽底部距离e=1.925mm1.6，所以设计为齿轮轴，轴段是齿轮部分。由于低速级小齿轮与箱体留有一定间隙，则 。(3)取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, (4

17、)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。中间轴的结构布置图5.轴的受力分析、弯距的计算(1)计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：(2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 (3)计算扭距6作受力、弯距和扭距图7选用校核键高速级大齿轮的键 由表6-1选用圆头平键（A型） 由式6-1，查表6-2，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，I、III截面有较多的应力集中，为危险截面根据式15-5，并取由表15-1查得 故轴的设计符合要求9校核轴承和计算寿命（1）查表的（2）计算轴的径向力、内部派

18、生轴向力（3）计算轴承所受的轴向力，轴承1被压紧，轴承2被放松。(4)求轴承的当量动载荷(5)计算轴承的寿命因为，所以选择作为轴承的当量动载荷进行计算。所以轴承选择符合要求3III轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1.输入轴上的功率转矩2.求作用在齿轮上的力 链轮紧边拉力，松边拉力。链轮作用在轴上的力为3.初定轴的最小直径选轴的材料为45，调质处理。根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装链轮处轴的直径所以，,设计链轮时可以以轴作为标准。4.轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为满足链轮的轴向定位要求

19、，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。 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，且转速大，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据,初选型号33009轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段的长度与轴承宽度相同,所以。由于低速级大齿轮与箱体内壁之间有一定距离，所以取3)为减小应力集中,并考虑左轴承的拆卸,轴段的直径应根据33009圆锥滚子轴承的定位轴肩直径确定，4)轴段装有低速级大齿轮，则可取，,齿轮右端采用轴环定位，轴环直径可取5)取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, 6)参考表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置图

20、5受力分析、弯距的计算 计算支承反力1)在水平面上 2)在垂直面上故总支承反力计算弯矩并作弯矩图 1)水平面弯矩图 2)垂直面弯矩图 3)合成弯矩图 (3)计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：低速级大齿轮：选圆头平键 由式6-1，查表6-2，得 取所以 ，键设计符合要求。链轮部分：选用圆头平键，由式6-1，查表6-2，得 取所以 ，键设计符合要求。8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处承受最大弯矩和扭矩，VI处有较多的应力集中，故C、VI截面为危险截面。根据式15-5，并取，轴的计算应力C截面：由表15-1查得，故C截面安全VI截面：因为，所以V截面安

21、全。9校核轴承和计算寿命(1)查表的(2)计算轴的径向力、内部派生轴向力(3)计算轴承所受的轴向力，轴承1被压紧，轴承2被放松。(4)求轴承的当量动载荷(5)计算轴承的寿命因为，所以选择作为轴承的当量动载荷进行计算。所以轴承选择符合要求八.润滑与密封1润滑方式的选择 （1）因为此减速器为闭式齿轮传动，且为斜齿圆柱齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。两大齿轮直径相差很小，都可以浸到油，所以不需要用到带油轮。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑，即轴承采用油润滑。（2）确定润滑高度齿轮大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，但不应少于10

22、mm。2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择选取齿轮传动润滑油粘度可根据计算，因为该减速器属于一般减速器，由所选润滑油粘度查机械设计 第八版表10-11，可选用工业齿轮油N200(SH0357-92)。九.箱体结构尺寸设计机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1215.4mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离2210mm两齿轮端面距离4=55 mmdf,d1,d2至

23、外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=24mmC11=18mmC12=15mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=18mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=36mmK2=30mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d118mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)50mm十.设计总结学习这门课我最大的感触是仅仅靠课堂上的学习是很有限的，我们更需要的是学与做结合起来，这样才能学得更好，做得更好。以前我学一门课都是直接把课本内容弄懂就算学完了，但现在想想那样是不够的，因为那样我们很难将学到的知识用于实践，而且

24、认识也不深，其实这也是我们学到知识过后就忘记了的原因，因为我们根本不知道学了又没用，学了又怎么去应用。自从做了课程设计后，我发觉我对这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，很多东西不懂，许多东西不是课堂上能得到的 ，同时我也希望老师在教这门课的时候能多引导我们去学书本以外的知识。尽管我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但我已经很努力去做了，而且整个过程学到了许许多多东西。另外我的对cad的运用，word的使用还有打字速度都有很大的提高。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。十一.参考文献1机械设计基础课程设计 邢琳 张秀芳 主编 机械工业出版社2007年 2机械设计课程设计 席伟光 杨光 李波 编著 高等教育出版社2004年3机械设计手册2000年4中国机械设计大典第六版 江西科学技术出版2002年