二级圆柱斜齿齿轮设计.docx
《二级圆柱斜齿齿轮设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级圆柱斜齿齿轮设计.docx（12页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
二级圆柱斜齿齿轮设计
二级圆柱斜齿齿轮设计
机械设计
设计说明书
热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器
起止日期：
20XX年12月26日至20XX年1月8日
学班学成
生姓名级号绩
课程设计任务书20XX-20XX学年第一学期
机械工程学院 材料成型 专业班级
课程名称：
机械设计课程设计
设计题目：
热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 完成期限：
自20XX年12月26日至20XX年1月8日 一、设计的主要技术参数：
1
内容及任务 卷筒直径D：
350运输带速度V（m/s）：
运输带所需扭矩T（N·m）：
390工作条件：
二班制，使用年限10年，连续单向运转，工作时有轻微振动。
二、设计任务：
传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。
三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：
减速机装配图1张；零件工作图2~3张；设计说明书1份。
起止日期 工作内容传动系统总体设计传动零件的设计计算；减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书交图纸并答辩进度安排主要参考资料［1］濮良贵，纪名刚.机械设计［Ｍ］.北京：
高等教育出版社，20XX.相关国家标准、设计手册等
指导老师：
20XX年11月8日
系主任：
年月 日
2
目录
第一章设计任务书.....................................错误！
未定义书签。
第二章传动方案的分析及拟定..........................错误！
未定义书签。
第三章原动机的选择..................................错误！
未定义书签。
选择电动机的类型.............................错误！
未定义书签。
选择电动机的容量.............................错误！
未定义书签。
工作机所需的有效功率....................错误！
未定义书签。
电动机的输出功率........................错误！
未定义书签。
电动机转速...................................错误！
未定义书签。
第四章传动零件的设计计算...........................错误！
未定义书签。
传动装置的总传动比...........................错误！
未定义书签。
分配传动比...................................错误！
未定义书签。
各轴的转速计算...............................错误！
未定义书签。
各轴输入功率计算.............................错误！
未定义书签。
各轴输入扭矩计算.............................错误！
未定义书签。
各轴运动与动力参数表.........................错误！
未定义书签。
第五章V带传动的设计计算............................错误！
未定义书签。
第六章齿轮设计.....................................错误！
未定义书签。
第七章轴的设计
—22—
3
第八章键的校核.....................................错误！
未定义书签。
第九章滚动轴承的寿命校核...........................错误！
未定义书签。
1设计任务书
课程设计的设计内容：
设计热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器，用于传送清洗零件，双班制工作，工作时有轻微震动，使用寿命为10年，其原始数据如下：
图双级斜齿圆柱齿轮减速器
1-电动机；2-带传动；3-减速器；4-联轴器；5-卷筒；6-运输带
○1运输带所需扭矩：
；
4
○2运输带速度：
vms；○3卷筒直径：
Dmm；
２传动方案的拟定
传动装置的组成：
常见的传动有齿轮传动、带传动、链传动、蜗杆传动等，其各自特点如下：
1、带传动
传动平稳性好，有一定的缓冲、吸振能力，结构简单，成本低廉，传动中心距大，但不能保证正确的传动比，传动效率较低。
适于传动平稳、传动比要求不高、中小功率的远距离传动。
2、链传动
能获得准确的平均传动比，对轴的压力小，可在高温、油污、潮湿等恶劣环境下工作，但有多边形效应，产生冲击、振动，平稳性较差。
适于低速、工况恶劣，不宜采用带和齿轮的场所。
3、蜗杆传动
结构紧骤、传动比大，传递平稳、噪声小，可以自锁，但传动效率低。
适于要求结构紧凑，传动比大，功率不大或手动的机械中。
4、齿轮传动
结构紧凑，传递平稳无噪声，传动效率高，传动比恒定，可适于大、中、小功率等各种场所，应用范围较广。
确定传动方案：
根据题目要求选择传动装置电动机、减速器、工作机组成，电动机和减速器之间用带传动连接。
减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮。
3原动机的选择
选择电动机的类型：
按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。
选择电动机的容量：
工作机所需的有效功率：
5
9550×得其中＝＝r/min所以：
式中：
—工作机所需的有效功率 —运输带所需扭矩
电动机的输出功率：
传动装置总效率
＝×××≈
其中：
根据文献【2】中表4-4常用机械传动形式和轴承效率的概略值—传动装置总功率—联轴器效率，＝
—圆柱齿轮传动效率，＝ —一对滚动轴承效率，＝ —平带带传动效率，=
故：
≈Kw
因载荷平稳，电动机的功率稍大于Pd即可，根据文献【2】中表8-53所示Y
系列三相异步电动机的技术数据，可选择电动机的额定功率＝3Kw
电动机转速：
根据文献【3】表3-4得按推荐的传动比合理范围，V带传动比i=2～4，二级斜齿圆柱齿轮传动比i=8～40。
160则总传动比i16～已知工作机转速n=/min
电动机转速范围为=i×n=×=～/min根据和查文献【2】表8-53得，可选取Y100L2—4型号的电动机，其数据列于下表3-1：
表3-1电动机数据
电动机型号Y100L2-4额定功率/KW3满载转速/（r/min）1420堵载转矩额定转矩最大转矩额定转矩
6
传动装置的总传动比：
＝＝1420/≈
式中：
—总传动比
—电动机满载转速
分配传动比：
===
则双极斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比i为
1
带传动的传动比取为,=3，则减速器总传动比为
i==
2
低速级传动比i为 i= =
3
3
各轴的转速计算：
nⅠ= = nⅡ= = nⅣ =nⅢ =
各轴输入功率计算：
PⅠ=Pd= ≈ PⅡ=PⅠ= ≈ PⅢ=PⅡ= ≈ PⅣ=PⅢ= ≈ 各轴输入扭矩计算：
7
TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=9550×/=TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×/=TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=9550×/=TⅣ=9550PⅣ/nⅣ=9550×/=
各轴运动与动力参数表：
表4-4各轴运动与动力参数轴号ⅠⅡⅢⅣ
转速n/（r/min） 功率P/kw 扭矩T/ 带传动的设计计算
确定计算功率：
以知：
=，=1420r/min
根据文献【1】表8-7工作情况系数可查表得知：
=
所以：
==×=
选择V带的带型：
根据计算功率和小带轮转速为1420，根据文献【1】图8-11普
通V带选型图可知：
该V带选用A带。
8
确定带轮的基准直径并验算带速：
1）初选小带轮的基准直径
根据V带的带型。
8.计算带传动的压轴力：
其中：
为小带轮的包角。
带传动的主要参数整理及列表：
带型带轮基准直径传动比基准长度中心距根数初拉力压轴力
A=100 ,=315320XX311
表5-9主要数据列表
6、齿轮设计
、齿轮设计：
1、齿轮类型、精度等级、材料及齿数：
、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。
、运输机为一般工作机器，运转速度不高，依文献【1】查表10-8，选用8级精度。
、材料选择：
小齿轮材料为40Cr，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢硬质为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
、齿数：
初选小齿轮齿数：
z124；
大齿轮齿数：
z224，取z290。
、选取螺旋角，初选螺旋角14。
2、按齿面接触强度设计：
设计计算公式进行试算，即：
d132KtT1u1ZHZE2.φdu[σH]
1）、确定公式内的各计算数值：
文献【1】查表可知取载荷
Kt
图10-30选取区域系数ZH。
图10-26查得1,2,则12。
表10-7选取宽系数
小齿轮传递的转矩
d1
4m10T1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE，
图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ZHlim1600MPa；大齿轮额接触疲劳强度极限ZHlim2550MPa。
式：
N60njLh计算应力循环次数
12
N160njLh601（1630010）109109N2109
图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1;KHN2。
计算解除疲劳许用应力。
取失效概率为1﹪，安全系数s=1，式KNlim得S[H]1KHN1lim1600MPa558MPaSKHN2lim2550MPa528MPaS
[H]2许用接触应力
[H]2）、计算
[H]1[H]2558528MPa543MPa
22
（1）、试算小齿轮分度圆直径d1t，计算公式得
423mm
1、计算圆周速度。
d1tn16010001000m/s/s
、计算齿宽b。
b1
、计算齿宽与齿高之比
b。
hd1tcoscos14mmz12413
模数 mnt
齿高 h
、计算纵向重合度。
dz1tan124tan14
、计算载荷系数K。
已知使用系数KA1，根据/s，8级精度，有图10-8查得动载
系数kv；表10-4查得KH；图10-13查得KF；
表10-3查得KHKF。
所以载荷系数
KKAKVKHKH1
、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，公式得
d13mm、计算模数mn。
d1coscos14mnmm
z1243、按齿根弯曲强度设计有公式：
22KTY1cosYFaYSamn3.
dz12[F]1）、确定计算参数
14
、计算载荷系数。
KKAKVKFKH1
、根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数Y。
计算当量齿数。
zv1z124
cos3cos314z29033coscos14zv2、查取齿形系数。
表10-5查得 YFa1;YFa2、查取应力校正系数。
表10-5查得 YSa1;YSa2
（6）图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa；
、图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1，KFN2;、计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S,有公式得：
[F]1KFN1500MPa380MPa并加以比较。
[F][F]2、计算大、小齿轮的
15
[F]
[F]大齿轮的数值更大。
2）、设计计算
42210（cos14）mn3
1242对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，所以取mn即可满足弯曲强度。
为了同时满足接触疲劳强度需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1来计算应有的齿数。
于是有
d1coscos14z1
mn2取z124,则z2uz124z290。
4、几何尺寸计算计算中心距
a（z1z2）mn（2490）2mm
2cos2cos14将中心距取整118mm。
、计算得的中心距修正螺旋角
arccos（z1z2）mn（2490）2arccos1457'36''
2a2118因为的值改变不大，所以参数、K、ZH等不必修正。
、计算大、小齿轮的分度圆直径：
16
d1z1mn242'''coscos145736z2mn902coscos1457'36''d2、计算齿轮宽度
bdd11
进行取整B250mm;B155mm。
、齿轮设计：
1、齿轮类型、精度等级、材料及齿数：
、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。
、运输机为一般工作机器，运转速度不高，依文献【1】查表10-8，选用8级精度。
、材料选择：
小齿轮材料为40Cr，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢硬质为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
、齿数：
初选小齿轮齿数：
z320； 大齿轮齿数：
z42056。
、选取螺旋角，初选螺旋角14。
2、按齿面接触强度设计：
设计计算公式进行试算，即：
d332KtT2u1ZHZE2.du[σH]
1）、确定公式内的各计算数值：
文献【1】查表可知取载荷
Kt
图10-30选取区域系数ZH。
图10-26查得1,2,则12。
表10-7选取宽系数
d1
17
小齿轮传递的转矩
5m10T2表10-6查得材料的弹性影响系数ZE，
图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ZHlim3600MPa；大齿轮额接触疲劳强度极限ZHlim4550MPa。
式：
N60njLh计算应力循环次数
N360njLh601（1630010）108108N4108
图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3;KHN4。
计算解除疲劳许用应力。
取失效概率为1﹪，安全系数s=1，式KNlim得S[H]3KHN3lim3600MPa546MPaSKHN4lim4550MPa506MPaS
[H]4许用接触应力
[H]2）、计算
[H]3[H]4546506MPa526MPa
22
（1）、试算小齿轮分度圆直径d3t，计算公式得
2mm
1、计算圆周速度3。
18
3d3tn36010001000m/s/s
、计算齿宽b。
b31
、计算齿宽与齿高之比
b3。
h3d3t模数 mntcoscos14mmz320齿高 h3
、计算纵向重合度。
dz3tan120tan14
、计算载荷系数K。
已知使用系数KA1，根据3/s，8级精度，有图10-8查得动载
系数kv；表10-4查得KH；图10-13查得KF；
表10-3查得KHKF。
所以载荷系数
KKAKVKHKH1
、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，公式得
d33mm、计算模数mn。
19
d3coscos14mnmm
z3203、按齿根弯曲强度设计有公式：
2KT2Ycos2YFaYSamndz3[F]1）、确定计算参数、计算载荷系数。
KKAKVKFKH1
、根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数Y。
计算当量齿数。
zv3z32033coscos14z456
cos3cos314zv4、查取齿形系数。
表10-5查得 YFa3;YFa4、查取应力校正系数。
表10-5查得 YSa3;YSa4
（6）图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE4380MPa；
、图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3，KFN4;、计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S,有公式得：
20
[F]3KFN3500MPa380MPa并加以比较。
[F]
[F][F]4、计算大、小齿轮的
[F]大齿轮的数值更大。
2）、设计计算
52210（cos14）mn32120对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，所以取mn即可满足弯曲强度。
为了同时满足接触疲劳强度需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d3来计算应有的齿数。
于是有
d3coscos14z3
取z330,则z4uz33084。
4、几何尺寸计算计算中心距
a（z3z4）mn（3084）mm2cos2cos14将中心距取整147mm。
21
、计算得的中心距修正螺旋角
arccos（z3z4）mn（3084）arccos1412'46''
2a2147因为的值改变不大，所以参数、K、ZH等不必修正。
、计算大、小齿轮的分度圆直径：
d3z3mn30coscos1412'46''z4mn84'''coscos141246d4、计算齿轮宽度
bdd31
进行取整B480mm;B385mm
7轴的设计
低速轴的设计
已知轴Ⅲ的功率=，=/min，==，齿轮齿宽B=80mm，齿数=84，=
求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为而
圆周力，径向力及轴向力的方向如图7-1所示。
22
7-1
初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据文献【1】表15-3查得，于是得
轴的最小直径显然是安装联轴器处的的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5%,为，文献【3】表16-4取标准直径48mm。
选取联轴器
查文献【1】表14-1，考虑工作平稳，故取，则
文献【3】表16-4选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径=48mm，故取=48mm，半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长。
轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案轴的结构设计如图7-2所示.
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ的直径=55mm；左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=58mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长，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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略小一些，现取=82mm。
2）初选轴承。
因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据=55mm，文献【3】表15-3选用单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为,故==55mm;而=。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度h=，因此，取
23
3）考虑到拆卸方便，轴段Ⅳ-Ⅴ的直径应比Ⅲ-Ⅳ的直径大，取=59mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=76mm。
4）轴段Ⅴ-Ⅵ为一轴环，右侧定位轴承，文献【3】表15-3得，轴环处轴肩高度h=，因此，取=68mm，轴环宽度，取=10mm。
5）轴承端盖总宽度为20mm。
根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与半联轴器右端面间的距离l=30，故取=50mm。
6）取齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，斜齿圆柱齿轮之间相距c=20mm，。
考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按=76mm文献【1】表6-1查得平键截面=键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。
滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
也不必校核。
截面Ⅵ显然更不必校核。
又因键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ两侧即可。
截面Ⅳ左侧抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩
截面上的弯曲应力
截面上的扭矩应力
轴的材料为45钢，调质处理。
文献【1】表15-1查得，。
截面上于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。
因，，经插值后可查得
又文献【1】附图3-1查得轴的材料敏感系数为
故有效应力集中系数按文献【1】式附3-4为
文献【1】附图3-2得弯曲尺寸系数，附图3-3得扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，文献【1】附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，及则按文献【1】式3-12及式3-12a得综合系数为
又文献【1】3-1节及3-2节得碳钢的特性系数
于是，计算安全系数值，按文献【1】式15-615-8则得
26
故可知其安全。
截面Ⅳ右侧抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩
截面上的弯曲应力
截面上的扭矩应力
过盈配合处的，文献【1】附表3-8用插值法求出，并且，于是得
轴按磨削加工，文献【1】附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，及则按文献【1】式3-12及式3-12a得综合系数为
又文献【1】3-1节及3-2节得碳钢的特性系数
于是，计算安全系数值，按文献【1】式15-615-8则得
故截面Ⅳ右侧也是安全。
绘制轴的工作图
见图7-3。
8键的校核
半联轴器处的键的校核：
已知半联轴器和轴的链接，选用的平键为bhL=14mm9mm70mm，轴、键
27
和轮毂的材料都是钢，连接方式为：
静连接，查文献【1】表6-2查得：
许用挤压应力p100~120MPa。
轴dⅠ-Ⅱ键的工作长度为l=L-b=70-14=56mm，接触高度为k==。
则
2TIII1032103pMPap
5648所以键的选择合理。
齿轮处的键的校核：
轴dⅣ-Ⅴ的
升级会员 