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1、机械设计课程设计2010-2011第2学期姓名：班级：指导教师:成绩：日期：2011年4月课程设计是考察学生全面掌握根本理论知识的重要环节。本次设计的是二级斜齿轮减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立闭式传动装置。本减速器属于二级斜齿轮减速器（电机一联轴器一减速器一联轴器一带式运输机），本课程设计包括:设计方案、电机选择、传动装置的设计及传动比分配、各轴运动参数、齿轮设计、轴的设计、联轴器和轴承选择及校核、键的校核、减速器的润滑及密封、减速器的附件选择。设计参数确实定和方案的选择都是通过查询有关资料所得。关键字：二级斜齿轮，减速器，轴ABSTRACTCurriculumdesignist
2、oinvestigatethestudentsgrasptheimportantaspectsofthebasictheoreticalknowledge.Thedesignofthesecondhelicalgearreducer,reducermotorandworkingmachineisusedtoseparatebetweentheclosedtransmission.ThisreducerisHelicalGearReducer(Motor-Coupling-Reducer-Coupling-beltconveyor),thecurriculumincludes:design,mo
3、torselection,designandtransmissiongearratiodistribution,theAxismotionparameters,geardesign,shaftdesign,shaftcouplingandbearingselectionandverification,keychecking,gearlubricationandseal,reducerattachmentoptions.Designparametersandprogramoptionsareobtainedbyqueryingtheinformation.KeyWordsiHelicalGear
4、,Reducer,Axis1前言12设计目的13设计方案14选择电动机21. 1选择电动机的类型22. 2选择电动机的容量24. 3.确定电动机转速25. 5传动装置的总传动比并分配传动比36. 1.总传动比G37. 2.分配传动比36计算传动装置各轴的运动和动力参数37.1. 各轴的转速48. 2.各轴的输入功率49. 3.各轴的输入转矩47齿轮的设计510. 1高速级齿轮的设计57.1.1选定齿轮的类型，精度等级及材料57.1.2按齿面接触强度设计57.1.3按齿根弯曲强度设计77.1.4几何尺寸计算97.2低速级齿轮的设计107.2.1选定齿轮的类型，精度等级及材料107.2.2按齿面接
5、触强度设计107.2.3按齿根弯曲强度设计12几何尺寸计算138功率扭矩及运动参数修正148.1计算传动装置的总传动比&1411. 2计算传动装置各轴的运动和动力参数15各轴的转速15各轴的输入功率15各轴的输入转矩169轴的设计、联轴器及轴承的选择179. 1轴I的设计179.1.1求输出轴上的功率、转速和扭矩17求作用在齿轮1上的力17初步确定轴的最小直径179.1.4轴的结构设计189. 1.4.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度18轴上零件的周向定位19确定轴上的圆角和倒角尺寸19求轴上的载荷20按弯扭合成应力校核轴的强度22轴承1的校核23径向力23求两轴承的计算轴向力0和居
6、2。23轴承预期寿命24验算轴承寿命。249.2轴11的设计24求轴上的功率、转速及转矩24求作用在齿轮2上的力24初步确定轴的最小直径25轴的结构设计25根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度25轴上零件的周向定位26确定轴上的圆角和倒角尺寸26求轴上的载荷27按弯扭合成应力校核轴的强度30轴承2的校核31径向力31轴承预期寿命31验算轴承寿命。329.3轴In的设计32求轴上的功率、转速及扭矩32求作用在齿轮4上的力32初步确定轴的最小直径33轴的结构设计33根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度33轴上零件的周向定位35确定轴上的圆角和倒角尺寸35求轴上的载荷35按弯扭合成应力校核轴
7、的强度38轴承3的校核38径向力39轴承的预期寿命39验算轴承寿命3910键的校核4010. 1联轴器与轴的键连接4010.2齿轮与轴的键连接4111减速器的润滑与密封4311.1齿轮传动的润滑43IL2牌号及油量计算43油号选择43油量计算43IL3润滑与密封44IL4减速器的密封4412减速器箱体及附件的选择441.1 1箱体结构形式及材料441.2 2主要附件作用及形式4612. 2.1通气器4613. 2.2窥视孔和视孔盖4614. 2.3油标尺46油塞46定位销4715. 2.6启盖螺钉47参考文献错误!未定义书签。心得体会47由于减速器是当今世界上最常用的传动装置，所以世界各国都不
8、断的在改良它，寻求新的突破，降低其本钱，提高其效率，扩大其应用范围。为了更好的适应现代市场的需求，就必须运用计算机辅助设计技术解决过去绘图工作量大及工作效率低，速度慢的问题。考虑到本减速器运用于生产的带式运输机，参照了机械设计和机械设计课程设计进行设计，将其中的理论知识设计成用于生产的产品。2设计目的机械设计课程设计是培养学生具有机械能力的技术根底课。课程设计那么是机械设计课程的重要实践教学环节。通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识去分析与解决机械设计问题的能力。学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。进行机械设
9、计根本技能的训练，例如：计算、绘图、查阅机械资料和手册、运用标准和标准等。3设计方案工作条件:两班制，连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。使用期限8年,检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产,运输带速度允许误差为5虬设工作机效率nw=0.96。输送带工作拉力F=40KN,输送带工作速度V=1.48m/s,滚筒直径D=380wm。1一电动机2联轴器3-二级斜齿圆柱齿轮减速器4联轴器5一卷筒6一运输带设计内容计算及说明结果4选择电动机4.1选择电动机的类型电机的选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式
10、自扇冷式结构，电压为380V04.2选择电动机的容量工作机的所需功率为P_G4x1.48=6617AWPw=6.617攵卬W100010000.96其中：F为工作机的阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；nW为工作机的效率，nW=0.96。，32从电动机到工作机的总效率为小=7刃；式中，分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。由表9.1可知，1=0.99,2=0.98,113=0.97,那么】卜=0.9920.9830.972=0.868电机功率所以电动机所需工作功率为Pd=*=且包=7.105KW位0.868%=0.868Pd=705KW电机转速4.3.确定电动机转速按表9.1注1推荐
11、的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比=84O,而工作机卷筒轴的转速为60100Ov60101.48.nW=tlr/*O/IIlIIl74.38rmind)x380所以电动机转速的可选范围为nd=itw=(8-4()74.38=(5952975)r/min传动比分配符合这一范围的同步转速为750rmin1000rmin1500rmin三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量和价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000rmin的电动机。根据电动机的类型。容量和转速，由表15.1选定电动机型号为Y160M-6型，其主要性能如表4.1所示。表4.1Y160M-6参数&=13.
12、04Z1=4.27=3.05tli%髓趟：向.薄Y歌体7.”9732.仰聊BpBpODEPG-K媾N肺YI制421KM%3IS32)d538S705传动装置的总传动比并分配传动比5.1. 总传动比&j=2=2ZL=13.04nw74.385.2.分配传动比=zX考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取%=14lj,故1=fL4=1.411.88=4.27至二3.05uil4.276计算传动装置各轴的运动和动力参各轴的转速各轴的输入功率各轴的输入转矩数61各轴的转速I轴勺=nm=970r/minII轴7=227r/minuZ14.27In轴nu=血=74.38rmin111zu3.05卷筒轴九卷
13、=nu=74.38rmin6.2.各轴的输入功率I轴P1=Pdi=7.105X0.99KW=7.034KW11轴Pu=Pl23=7.0340.98X0.97KW=6.686KWIIItt品=6.686X0.98X0.97KW=6.356KW卷筒轴P卷=P%7=6.356X0.98X0.99KW=6.167KW6.3.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩,为Td=9.55X1()6空nm=9.55x106Xzd父N970=6.995lO4N三故I轴T=丁(浦1=69951.30.99Nmm=6.925104/V三11轴=970r/min=227r/rrrinn=74.38rmin卷二74.38r/m
14、inP1=7.0343VPu=6.686KWPm=6.356KWP卷=6.167KWTd=6.995104TVt117W7；=6.925104Vmm齿轮类型、材料的选择.=Tl23il=69251.80.980.97X4.27Nmm=2.8111O52Vw11m轴ZIl=TU小3%=281097.30.980.973.05=8.150105Nmm卷筒轴T卷=Tlu=814993.7X0.98X0.99Nmm=7.907105Nmm将上述计算结果汇总于表6.1以备查用。静切率PKWP嬲WNmm)P麟n(rmin)u传动比F麟TlU电机伽IW6.995x10%9虺1。.映x7.034p6.925x
15、139型4.270.95UP6.6师2.8UXIW227。3.05瓯6.3加8.15O1O57438P翻物6帅7.907XlO5p74.38。1师表6.1传动装置的运动和动力参数7齿轮的设计7.1 高速级齿轮的设计7.1.1 选定齿轮的类型，精度等级及材料（1）铳床的工作精度不高，应选用7级精度,斜齿轮。（2）材料选择：小齿轮40Cr（调质），硬度为250HBS；大齿轮材料40（调质）,硬度为210HBS,二者硬度相差40HBS,初选夕=14；取z=22,z2=zzl=93,94,故取Z2=%。7.1.2按齿面接触强度设计Tu=2.81110NmmTn=8.150IO5N-mmT卷=7.907
16、105Nmm小齿轮40Cr（调质），硬度为250HBS；大齿轮材料40（调质）,硬度为2IOHBS按齿面接触按式(10-21)注1试算,即iKtT(zHzSF-VMJ强度设计齿(1)确定公式内的各计算数值轮小齿轮转矩刀=692568NM。试选载荷系数KLL6,由图1030取Ti=69256.8小齿轮转矩Zh=2.443oNtnm试选载荷系由表10-7注1选齿宽系数二L(=1.6数由表10-6注1查得材料的弹性影响系数ZH=2.443Ze=189.8L1选齿宽系数由图10-21d注1,按齿面硬度查得小齿轮!接触疲劳强度极限biml=550%,大齿轮接触疲劳强度极限为Hm2=500M%.Z=189
17、.8MPa2应力循环系数：/im=550jN=60%=60970l830016=2.23109N2=60%儿=60227l830016=5.2108bhm2=500%4应力循环系由图10-19注1取接触疲劳寿命系数：N=2.23IO9数KHM=69KHN2=095，ON2=5.2108Ku,x-09取失效概率为1%,平安系数S=1。CHN5,接触疲劳寿Lr1KNICrmiml0.9x550KHN2=，处命系数Vjh1-S一1一,I一1_KHN2blim2_095X500_HT=495LbHJ2-SJ_口，1+口/_495+475w2=4759hJ-22到由于ln,故取oh=485Mpall=4
18、85Mpa由图10-26注1端面重合度为二765,a2=0.865al+a2=0.765+0.865=1.63(2)计算C1一()765a2=0.865端面重合度2KtTi(ZhZ/2df53.38v%圆周速度/21.669251.85.27(2.433189.8YV11.634.27I485)=53.38机机圆周速度：Jtdun,r53.38970,Cr,V=mis=2.m/s601000601000齿宽：b=jJ1,=153.38/m?=53.38w?dx.cos。53.38cosl4,CUV=2.1msb53.38z112齿宽纵向重合度载荷系数，“z1-22h=2.25mnt=2.252
19、.35nn=5.3nn=5338=1007h5.3纵向重合度：=0.318jzitan=0.318122tan14=1.744载荷系数：KA=L25,由速度2.71“/$、7级精度,由10-8注查得“=1.11；由表10-4注1查得K-=I42；由图10-13注1查得K”=L%；由表10-3注1得KHa=KFa=I.4；K=KRKvKHaK即=1.251.111.41.42=2.758。按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式(IO-IOa)注1得mnt=2.35h=53mm-=10.07h%=1.744KA=L25Kv=1.11K%,=l42KM=L34KHa=KFa=1.4K=2.758
20、分度圆直径计算模数JJIKooo/2.758八a,=d,3=53.38X到mm=64.Omm,uKlV1.6计算模数外。4cos/764XCOSl40_onom,=mm=2.623mmz1227.1.3按齿根弯曲强度设计由式(10-17)注1dx=64.0/丽mll=2.823w按齿根弯曲强度设计V/r(1)确定计算参数计算载荷系数K=KaKvKfciKfp=1.251.ll1.41.34=2.603K=2.603计算载荷系根据纵向重合度%=I,44,从图10-28注数1查得螺旋角影响系数二88OYfi=0.88螺旋角影响计算当量齿数。系数计前当量齿Z-Zl_22_2408-&一。一“U6co
21、scos14zvl=24.08数Z_Z2_%_1Q29-2_3A314。coscos-14查取齿形系数。由表10-5注1查得zv2=102.9L=2.648,兀=2178YFL2.648齿形系数查取应力校正系数。由表10-5注1查得L=L581,Ysa2=1.192L2=2.1781.=L581应力校正系由图10-20c注1查得应力疲劳强度，小齿L=I.792数轮：=480工大齿轮：FE2=迎MPao=480Mpa应力疲劳强由图10-18注1查得弯曲疲劳寿命系数：aFE2=360MPa度KFM=O85,Kfn2=0.89KFNI=。85弯曲疲劳寿计算疲劳许用应力。取平安系数S=L4Kw2=08
22、9命系数疲劳许用应力KFNIbFFl0.85480CClt.=Mpa=29A2MpaS11-KFN2FE2_0.89360j228S6Mna口J=291.43MpaLCTPj2S-IyIPCI一乙乙。GolKf2=228.86计算大、小齿轮的牢卜并加以比拟。MpaL.L_2.M8x1.581UVDUDr1291.43YFaI.YSal=0.014365计算中心距修正螺旋角分度圆直径j=2j781792=0.017054r2228.86大齿轮的数值大。(2)设计计算%2.丫%2=0.017054mn1.86?？Z1=31z2=132=168=14()49d=63.9nvn、X2.603X6925
23、1.8X0.88X(cos140)2砥M；0.017054V12221.63=1.86wn比照计算结果，由齿面接触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a=2.0“”已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=64.05来计算应有的齿数。于是由4cos/64.0cosl4CICUZ1=51.05tnn2取Zi=31,那么Z2=内=4.27x31=132.37,取z2=1327.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距=(z+Z?=(31+132)：2=K7.99将中心距2cos2cos14圆整为168mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(
24、z1+z2)mlt-arccos-!2a(31+132)2=arccos2x168=14c0,49ff因P改变不多，故参数、K。、Z”等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径,z.mn312,re4=；mm=63SrmnCoS夕cos14049齿轮宽度,z2m1322d7=-=；-coscos1404914)计算齿轮宽度b=163.9m圆整后取层二65,WB1=7C7.2低速级齿轮的设计mm=272nn1=639mm11vnOd2=272tnmB2=65nvnBl=70nn选定齿轮的类型，精度等级及材料7.2.1选定齿轮的类型，精度等级及材料（D铳床的工作精度不高，应选用7级精度，斜齿轮。
25、（2）材料选择：小齿轮40Cr（调质），硬度为小齿轮40Cr（调280HBS；大齿轮材料40（调质）,硬度为240HBS,二者硬度相差40HBS,初选=14,取z=22,z2=R=67.1,故取N?=67。7.2.2按齿面接触强度设计质），硬度为280HBS；大齿轮材料40（调质），硬度为240HBS按齿面接触按式（10-21）注1试算，即强度设计a(ZHZK,11J2（1）确定公式内的各计算数值小齿轮转矩Tu=2.8111057VwwoTn=2.81Ix10Nmm小齿轮转矩试选载荷系数选齿宽系数试选载荷系数=卜6,由图10-30注1取ZH=2.443。由表10-7注1选齿宽系数二1。由表10
26、予注1查得材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1Zw=2.443fl%=1IZf=189.8加5弹性影响系数接触疲劳强度极限应力循环系由图10-2Id注1,按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限颂M%，大齿轮接触疲劳强度极限为Hm4=550O应力循环系数：/V3=60n1=60227x1830016=5.2108lim3=600%n4=阚MpaM=5.2108数N4=jLh=6()X74.4183(X)16=1.71IO8N4=1.71IO8接触疲劳寿命系数端面重合度由图IO-19KHN3=95KHNA=取失效概率为Uj4=w=由于Ekl23由图10-26住%4=087,%+%(2)计算Xa
27、主1取抵：0.98O11%,平bIim3_bim4_=574,故取1端用f4=0.76.(ZZy乙乙Ekl11JW触疲劳寿命系数：安系数S=Io0.95x600=57010.98550CC=53910+539U-二554.5MPa=554.5Mpai重合度G=7655+0.87=1.6352口八二570=539%=554.5MPaa3=0.765%4=087d3t19.72mm圆周速度齿宽纵向重合度一2l.6281097.3X405X(2.433x189.8、-V11.635X3.05X1554.5)=79.12mm圆周速度：血3/、4X79.72X227V=:=mis=0.948777/60
28、1000601000齿宽：=”d%=lx79.72m?=79.72dltcosj379.72Cosl40or1,mn,=3.516mmn,z322h=2.25mnl=2.253.516w?=7.91InVrIb79.72SCC=mm=10.O8777h7.911纵向重合度：=0.318/3tan/7=0.318l22tanl4=1.载荷系数：KA=L25,由速度0948zs2Pm744V=0.94Sm/sb=79.72mmmftl=3.516加7z=7.91mm-10.08勿机h叼=1.744KA=L25载荷系数分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计载荷系数螺旋角影响系数计前当量齿数查取齿形系数
29、应力校正系数应力疲劳强7级精度，由10-8注1查得KV=Lo9;由表10-4注1查得K班=1426；由图10T3注1查得Kfo=1.37；由表10-3注1得KHa=KFa=14.K=KAKvKHaKH0=1.251.091.4x1.426=2.62按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式(IO-IOa)注1得J3=d3l=79.721Uaz11”=93.96m”?计算模数必。d3cos93.96cosl4.1.=-=mm=4.144w?z3227.2.3按齿根弯曲强度设计由式(10-17)注1VaF(1)确定计算参数计算载荷系数K=KaKvKfccKfp=1.251.091.4x1.37=2
30、.60根据纵向重合度%=L744,从图1028注1查得螺旋角影响系数二S8计算当量齿数。zv3=/一=?o=24.08coscos14zv4=:A=3。=73.34cos3cos314查取齿形系数。由表10-5注1查得匕”3=2.648,Kv,4=2.233。查取应力校正系数。由表10-5注1查得L=I581,44=L757。由图10-20c注1查得应力疲劳强度，小齿Kv=1.09K珈=1426Kfp=X31KHa=KFa=IAK=2.62d3=93.96/71/mn=4.144加K=2.60=1.744Y=0.88zv3=24.08zv4=73.341.=2.M8L=2.2331.3=L58
31、1L=I.757py=480MPa(TFE2=39MPa度轮：CFra=48()Mpa；大齿轮：r2=Mpa0Kw3=089弯曲疲劳寿由图10T8注1查得弯曲疲劳寿命系数：K0.92命系数KFN3=089,KFN4=。%O疲劳许用应计算疲劳许用应力。取平安系数S=L4。力1=KFN3,FEi=89x4804Mna口J=305.14S1Mpa一1FN4FE492x360彳CMSA”-f4=236.57IOpLVlp-4JkJ/IvlS1MPaVV计算大、小齿轮的牛牛并加以比拟。丫4343L%=2.648x1.581=037199%305.14=0.0137199L4L_2.233X1.757kL
32、r1VV1UJotfJ4236.57=0.016584大齿轮的数值大。(2)设计计算mn2.94?？、122.60281097.30.88(cos140)2CNnCmllN；0.016584V12221.635=2.94mm比照计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数乃大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，mll=3.0mm取心=3.0制，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=93.96加?来计算应有的齿数。于是由&COS/93.96COSl4Zq=3U.3omn3z3=30取Z3=3()那么z4=Pz3=3530=91.5z4=92取z，=92。计算
33、中心距7.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=188w(z3+z4)mtl(30+92)x3a=:-=-=188.60/丽2cos42cos14将中心距圆整为188mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z1+Z4)Wm-arccos!-2a(30+92)3=arccos2188=131437因P改变不多，故参数/、KZ”等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径.z,ml.303M”a,=一=：mm=92.467？3cosCOS131437J4=77=923L=2g3.54L冶7?cos/cos131437(4)计算齿轮宽度b=(/3=1X92.46削=92.46IwW圆整后取a=95f
34、run；B3=100/n/w。表7.1齿轮参数d3=92.46/WHW=283.541mmB4=95mmB3=100nVn32，3p齿教Z*33W132-3”92，殿的2，2p3。3p压力角触20%心2。Q2。，分度图直径也63.272.%92.45W283.54k齿顶hau2，3u3p齿根高好2.W3.坎3.75p齿顶圆懿67.276恤98.45W289.54Id齿根崩金df158.902P267.除84.9聊2763”雕SJW(T49Ir(T别，13W37”13。W37，齿宽及70p6KKk9X中心电乱ISSp8功率扭矩及运动参数修正8.1计算传动装置的总传动比4修正螺旋角分度圆直径计算齿
35、轮宽度各轴的转速各轴的输入功率由设计的齿轮确定的传动比=三=里=4.258,2z1312492二歹3.的&齿=-=-=13.058消z1Z33130=13.058-13.041=01%懒W(rmin)，传动比F婢附T卷=7.929)5Nmm电机撕7.IOW6.995XIO4p97g1JJ10.99-I7.0336.925IO4p97M4.258J0.95I6.6832.803105p227.806p3.067J).95PIn轴6.35M8.172x1074.277卷筒轴P6.167，7.929IO5p74.277c10.97轴I的设计输出轴上的功率、转速和扭矩求作用在齿轮1上的力初步确定轴的最
36、小直径9轴的设计、联轴器及轴承的选择9.1 轴I的设计1 .1.1求输出轴上的功率、转速和扭矩轴1上的功率p/=7.034KW,转速nf=970rmin,转矩77=69251.776N加n。9 .1.2求作用在齿轮1上的力因齿轮1的分度圆直径为&=63.902”圆周力1.*2x69251.776xz,F1.=-=N=2167.437N”463.902径向力1.Ltana=1cosCrsrtan20=2167.437；Ncosl40,49ff=813.08IN轴向力Fal=Elta”=2167.437Xtanl4。049N=540.95ON913初步确定轴的最小直径先按式（15-2注1初步估算轴的最小直径。由于是齿轮直径太小，要做成齿轮轴，所以轴的材料选为40Cr,调质处理。根据表15-3注1,取4=112,于是得AOW-II2x970mn-2mm该段的最小直径处装一个半联轴器，轴上有一个键槽，应将计算值加大3%,那么4加=22.32加。轴的最小直径处的直径为安装联轴器处轴的F=2167.437/VFrl=813.081TV%=540.95ON
