单级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书(3)

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课 程 设 计 任 务 书

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4.主要参考文献：

1. 乔峰丽,郑江. 机械设计基础.第一版.北京:电子工业出版社,2011 2. 吴宗泽,罗圣国. 机械设计课程设计手册.第三版.北京:高等教育出版社,2006

5.设计成果形式及要求：

1) 草图 2) 减速器装配图 3) 零件图 4) 设计说明书一份

1 张(A1 坐标纸) 1 张(A0 图) 2 张(A3 图，传动零件轴和齿轮各一张，鼓励用计算机绘图)

6.工作计划及进度：2011 年 6 月 12 日 ~ 6 月 16 日 6 月 17 日 ~ 6 月 18 日 6 月 19 日 ~ 6 月 21 日 6 月 22 日 6 月 22 日 6 月 23、24 日 设计计算 草图绘制、审查和修改 绘制装配图 绘制零件图 编写设计说明书 答

辩

系主任审查意见：

签字： 年 月 日

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目一. 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 二. 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 三. 3.1 3.2 四. 4.1 4.2 4.3 五. 课题分析 题目 任务 时间 传动方案 设计参数 其他条件 传动方案 电动机的选择 传动比的分配 各轴转速，传递功率及转矩 联轴器 传动方案说明 各级传动 齿轮传动 V 带传动 轴与轴毂连接 减速器各轴结构设计 减速器各强度验算 键连接工作能力验算 轴承

录

页 数3 3 3 3 3 4 4 5 5 7 7 8 9 10 10 15 21 21 24 29 325

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5.1

减速器各轴所用轴承

32

目5.2 六. 6.1 6.2 6.3 七. 7.1 7.2 八. 高速轴轴承寿命计算 减速器的润滑与密封

录

页 数32 35 35 36 37 38 38 41 45

减速器中齿轮传动及轴承润滑方式的选择 减速器润滑油油面高度的确定以及油量计算 减速器的密封 减速器箱体及其附件的设计 箱体设计 主要附件设计 课程设计小结

附 [1]

参考资料索引 杨可桢等主编.机械设计基础.第四版.北京：高等教育出版社， 1999

[2]

王昆等主编.机械设计机械设计基础课程设计.第一版.北京： 高 等教育出版社，1995

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设 计 计 算 及 说 明一. 1.1 1.2 课题分析 题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器 任务

结 果

1.2.1 减速器装配图(0 号)一张 1.2.2 低速轴工作图(3 号)一张 1.2.3 大齿轮工作图(3 号)一张 1.2.4 设计计算说明书一份 1.3 1.4 时间：2011 年 传动方案

Ⅰ Ⅱ Ⅲ

1——电动机

2——V 带传动

3——减速器

4——联轴器 5——传动带鼓轮 6——传动带 7——底座7

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设 计 计 算 及 说 明1.5 设计参数： 传动带鼓轮转速 nw=125r/min, 鼓轮输入功率 Pw=3.5KW, 使用年限 10 年 1.6 其它条件 双班制工作，连续单向运转，有轻微振动，室内工作，有粉 尘， 小批量生产，底座(为传动装置的独立底座)用型钢焊接。

结 果

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设 计 计 算 及 说 明二. 2.1 2.1. 1 传动方案 电动机的选择 电动机类型的选择 按照工作要求和条件，选用 Y 系列三相异步电动机。其中选 用的 Y(IP44)小型三相异步电动机为一般用途笼型封闭自扇 冷式电动机，具有防止灰尘或其它杂物侵入的特点，B 极绝缘， 可采用全压或降压起动。其工作条件为：环境温度-15-40℃, 相对湿度不超过 95%,海拔高度不超过 1000 米，电源额定电 压 380V,频率 50Hz,常用于对起动性能，调速性能以及转差 率均无特殊要求的机器或设备。其具有结构简单，工作可靠， 价格低廉，维护方便的特点。 电动机容量的选择 2.1. 2 (1) 电机所需的功率 Pd'Pd' = Pw η

结 果

鼓轮输入功率 PwPW = 3.5 KW PW = 3.5 KW

(2)

由参考书[2]表 1-7 取 V 带传动，滚动轴承，齿轮传动，9

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联轴器的效率分别为η1 = 0.96 , 2 = 0.99 , 3 = 0.97 , 4 = 0.994 ,

η η η 则传动装置总效率为：2 η = η1 η2 η3 η4 = 0.96 × 0.992 × 0.97 × 0.994 = 0.907

η = 0.907Pd' = 3.859 KW

则

P ' d = PW / η = 3.5 / 0.907 = 3.859 KW

设 计 计 算 及 说 明(3) 电机额定功率 Pd (载荷系数 K=1.01-1.3,取 K=1.03)Pd = KP ' d = 1.03 × 3.859 = 3.975 KW

结 果Pd = 3.975 KW

由参考书[2]表 12-1 确定电动机额定功率为：Ped = 4 KW Ped = 4 KW

2.1. 3

电动机转速的选择 由参考书[2]式 2-6' ' nd = (i1' i2 )nw

' 式中： nd 为电动机转速可选范围，由参考书[2]表 13-2 查取 V

带 传 动 的 传 动 比 范 围 i1' = 2 ~ 4 , 齿 轮 传 动 的 传 动 比 范 围' i2 = 3 ~ 6 ,一般不希望大带轮过大，故宜取 i1' = 2 ~ 2.5 。 ' 则 i1' i2 = 2 × 3 ~ 2.5 × 6 = 6 ~ 15

已知 n w = 125r / min' 则 nd = (6 ~ 15) 125 = 750 ~ 1875r / min

符合这一范围的同步转速有 1000r/min.1500r/min, 综合考虑电动机的传动装置的尺寸，重量，价格和带传动，减 速器的传动比，宜选同步转速为 1000r/min。 电动机安装型号以及安装尺寸的确定10

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2.1. 4

根据以上计算所得结果查参考书[2]表 12-1 选定电动机型号为 Y132M1-6。 该电动机的技术数据如下表所示： 型号 额定功率 (KW) Y132M1-6 5.5 满载转速 (r/min) 960 同步转速 (r/min) 1000

设 计 计 算 及 说 明2.2 2.2. 1 传动比分配 总传动比的确定 已知电动机的额定转速 nm = 960r / min 传送带的鼓轮转速 则总传动比为 各级传动比的分配 2.2. 2 由参考书[2]表 13-2 可知 V 带传动的传动比推荐值为 2 ~ 4 , 在此先行估算带传动的传动比 i1 ,在后面带传动以及齿轮的设 计计算中再确定带传动以及齿轮的真实传动比。 估算 i1 = 2.56 则齿轮的传动比 i2 = i / i1 = 7.68 / 2.56 = 3 传动比分配表：n = 150r / min

i = n m / n w = 960 / 125 = 7.68

i=7.68

i初估 7.68 2.56

i1

i2确定 2.56 初估 3 确定 311

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2.3 2.3. 1

各轴转速，传递功率及转矩 各轴的转速 电机轴为 1 轴，高速轴为 2 轴，低速轴为 3 轴n1 = nm = 960r / minn2 = n1 / i1 = 960 / 2.56 = 375r / minn3 = n 2 / i2 = 375 / 3 = 125r / min

n1 = 960r / minn 2 = 375r / minn3 = 125r / min

设 计 计 算 及 说 明2.3. 各轴输入功率 2 按电动机输出功率 P 'd 计算各轴输入功率，即：P1 = P ' d = 3.859 KW

结果

P1 = 3.859 KW P2 = 3.705KWP3 = 3.558 KW

P2 = P1 η1 = 3.859 × 0.96 = 3.705KWP3 = P2 η 2 η 3 = 3.705 × 0.97 × 0.99 = 3.558 KW

各轴的转矩 2.3. 3T1 = 9550 P1 / n1 = 9550 × 3.859 / 960 = 38.39 N m T2 = 9550 P2 / n2 = 9550 × 3.075 / 375 = 94.35 N mT3 = 9550 P3 / n3 = 9550 × 3.558 / 125 = 271.83 N m

T1 = 38.39 N m T2 = 94.35 N mT3 = 271.83 N m

各轴转速，转矩，输入功率分布表 项目 转速(r/min) 功率(KW) 转矩(N·m) 2.4 联轴器12

电机轴 1 960 3.859 38.39

高速轴 2 375 3.705 94.35

低速轴 3 125 3.558 271.83

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2.4.1 联轴器的选择 由于此轴系传动属于对缓冲要求不高的低速轴系传动，切低 速轴与鼓轮轴不在同一基座，无精确的定位基准，因而要求所 选联轴器具备一定的轴向和径向的补偿量，现选用弹性柱销连 轴器。

设 计 计 算 及 说 明2.2.4 联轴器型号的选择

结果

由参考书[2]表 8-7 选择 KL6 尼龙滑块联轴器 LX2 联轴器ZC 24 × 38 GB / T 5014 2003 JB 20 × 38

主动端 d z = 24mm ,Z 型轴孔， L1 = 38mm ,C 型键槽； 从动端 d z = 70mm ,J 型轴孔， L2 = 38mm ,B 型键槽； 2.5 传动方案说明 “传动装置平面布置简图”和“传动装置主要设计参数”已 在第一部分《课题分析》中详尽给出，在此就不再叙述，以下 主要是针对电动机类型和传动链的结构组成等方面对传动方 案的可行性和适用性作简要论述。 本方案选用 Y 系列三相异步电动机，因为 Y 系列电动机高 效，节能，起动转矩高，噪声低，振动小，运行安全可靠，并 且安装尺寸和功率等级符合国际标准，符合本方案的设计要 求。13

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本方案采用 V 带传动和一级齿轮传动减速，其中 V 带传动 设置在高速级，齿轮传动设置在低速级。 (1) 将高速级设置在 V 带传动是因为： V 带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动，将其设置在高 (2) 速级(第一级减速)有利于发挥这一优势。 带传动的承载能力较小，传递相同的转矩对结构尺寸较其它传 动形式大，考虑到结构紧凑，应将 V 带传动设置在转矩相对较

设 计 计 算 及 说 明(3) 小的高速级。 过载时带与带轮间会出现打滑，打滑虽使传动失效，但可防止 损坏电动机等其它部件。 三. 3.1 3.1.1 各级传动设计计算 齿轮传动的设计计算 选择材料，确定需用应力 小齿轮：20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度为56~62HRC 大齿轮：20Cr,渗碳淬火，齿面硬度为56~62HRC 由参考书[1]图 19-10 确定小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim1 与 弯曲疲劳强度 σ FE1 以及大齿轮的接触疲劳强度 σ H lim 2 与弯曲疲 劳强度 σ FE 2 。 。 取σ H lim1 = 1430 MPa σ FE 1 = 368MPa

结果

σ H lim1 = 1430 MPa σ FE 1 = 368MPa σ H lim 2 = 1440 MPa14

取

σ H lim 2 = 1440 MPa

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σ FE 2 = 368MPa

σ FE 2 = 368MPa

由参考书[1]图 19-11 确定最小安全系数 S H , S F 的值：S H = 1 .3 S F = 1 .6 S H = 1 .3 S F = 1 .6

则小齿轮的许用接触应力 [σ H 1 ] 和许用弯曲应力 [σ F 1 ] 分别为：

[σ H 1 ] = σ H lim1 / S H = 1430 / 1.3 = 1100MPa [σ F1 ] = 07σ FE1 / S F = 0.7 × 368 / 1.6 = 161MPa

[σ H 1 ] = 1100MPa [σ F 1 ] = 161MPa

设 计 及 计 算 过 程大齿轮的许用接触应力 [σ H 2 ] 和许用弯曲应力 [σ F 2 ] 分别为：

结 果[σ H 2 ] = 1

100MPa [σ F 2 ] = 161MPaz1 = 23

[σ H 2 ] = σ H lim 2 / S H

= 1100MPa = 161MPa

[σ F 2 ] = 0.7σ FE 2 / S F小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 3.1.2 按齿面接触强度设计 设齿轮按 8 级精度制造。

Z1 = 23 Z 2 = Z1 i2 = 23 × 3 = 69 / Z 2 = 69

Z 2 = 69

由参考书[1]表 19-2 确定载荷系数 K = 1.2 由参考书[1]表 19-5 确定齿宽系数 φd = 0.4 小齿轮上的转矩 T2 = 94.35 N m 初选螺旋角 β = 15° 当量系数zV 1 = z1 / cos 3 β = 23 / cos 3 15o = 25.52

K = 1.2

φ d = 0 .4

β = 15°

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zV 2 = z 2 / cos 3 β = 69 / cos 3 15o = 76.56

由参考书[1]图 19-9 确定小齿轮和大齿轮的齿形系数 YFa1 ,YFa 2 。 YFa1 = 2.88YFa 2 = 2.26YFa1 = 2.88

YFa 2 = 2.26

[σ F1 ]

YFa1

=

Y 2.88 2.26 = 0.0179 > Fa 2 = = 0.01395 [σ F 2 ] 161 161

故应对小齿轮进行接触强度计算。

设 计 及 计 算 过 程

结 果

由参考书[1]表 19-3 确定材料弹性系数 Z E = 189.8 节点区域系数按照标准齿轮取 Z H = 2.5 螺旋角系数 则 法向模数Z β = cos β = cos15° = 0.983Z E Z H Z β = 189.8 × 2.5 × 0.983 = 466.43m n = 1 .9Z E = 189.8

Z H = 2.5

Z β = 0.983

由参考书[1]表 4-6 确定法向模数取值为：mn = 3

中心距 取 确定螺旋角β = ar cos

a=

mn ( z1 + z 2 ) 3 × (23 + 69) = = 142.87 2 cos β 2 × cos 15oa = 144mm

mn = 3

mn ( z1 + z 2 ) = 16.60o 2a

a = 144mm16

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齿宽： 取

b = φa a = 0.4 ×144 = 57.6

b2 = 60mm b1 = 65mm

b1 = 60mm b2 = 65mm

即实际螺旋角 实际分度圆直径：

β = 16.60od1 = mn z1 / cos β = 72.00mm d 2 = mn z 2 / cos β = 216.00mm

β = 16.60od1 = 72mm d 2 = 216mm

设 计 及 计 算 过 程校核齿轮弯曲强度 小齿轮弯曲应力：σ F1 =2 KT YFa1 = 59.89 MPa ≤ [σ F 1 ] = 161MPa bd1m1

结 果β = 16.60od1 = 72mm d 2 = 216mm

3.1.3 小齿轮安全。 大齿轮弯曲应力：σ F 2 = σ F1YFa 2 = 47.0 MPa ≤ [σ F 2 ] = 161MPa YFa1

大齿轮安全。 齿轮圆周速度 V 的确定v=

πd1n260 ×1000

=

π × 72 × 45060 × 1000

= 1.70m / s

齿轮的几何尺寸 端面模数 3.1.4mt = mn / cos β = 3.1317

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螺旋角 分度圆直径 3.1.5 齿顶高 齿根高 全齿高

β = 16.60od1 = 72mm d 2 = 216mm

v = 1.70m / s

mt = 3.13

ha = mn = 3mm

β = 16.60od1 = 72mm d 2 = 216mmha = 3mm

h f = 1.25mn = 1.25 × 3 = 3.75mm h = ha + h f = 3 + 3.75 = 6.75mm

h f = 3.75mmh = 6.75mm

设 计 及 计 算 过 程顶隙 齿顶圆直径C = h f ha = 3.75 3 = 0.75mmd a1 = d1 + 2ha = 72 + 2 × 3 = 78mm d a 2 = d 2 + 2ha = 216 + 2 × 3 = 222mm

结 果C = 0.75mmd a1 = 78mm d a 2 = 222mmd f 1 = 64.5mm d f 2 = 208.5mm a = 144mm

齿根圆直径

d f 1 = d1 2h f = 72 2 × 3.75 = 64.5mm d f 2 = d 2 2h f = 216 2 × 3.75 = 208.5mm

中心距 法面压力角 3.1.6 大齿轮结构设计 已知 d a 2 = 222mm

a = 144mm n = 20°

n = 20°

由参考书[2]表 10-2 可得： 当 d a 2 = 150 ~ 500 时，齿轮结构采用腹板式，故大齿轮采

用腹板 式结构。18

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已知 则 取

b2 = (1.2 ~ 1.5)dd = (50 ~ 75)mm

d = 55mm

d = 55mm d1 = 1.6d = 1.6 × 55 = 88mm d1 = 88mm

δ 0 = (2.5 ~ 4)mn ≥ 10

其中 mn = 3δ 0 = 10mmD1= 188.5mm

故取 δ 0 = 10mmD1 = d f 2 2δ 0 = 208.5 2 × 10 = 188.5

D0 = 0.5( D1 + d1 ) = 0.5 × (188.5 + 88) = 138.25mm

D0 = 138.25mm

n = 0.5mn = 0.5 × 3 = 1.5d 0 = 0.25( D1 d1 ) = 0.25(188.5 88) = 25.125mm

n = 1.5d 0 = 25.125mm

设 计 及 计 算 过 程C = 0.3b = 0.3 × 60 = 18mm

结果C = 18mm

r = 5mm

r = 5mm

由参考书[2]表 11-5 查得：n1 = 2.0mm n1 = 2.0mm

3.2 3.2.1 (1)

V 带传动 V 带传动主要传动参数的确定 计算功率 Pc 查参考书[1]表 17-7 得工作状况系数：K A = 1.2 K A = 1.2

由参考书[1]可知： Pc = K A Ped 则 (2)Pc = K A Ped = 1.2 × 4 = 4.8 KW Pc = 4.8 KW

选择 V 带型号19

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选用普通 V 带，根据 Pc = 4.8KW , n1 = 960r / min ,由参考书 [1]图 17-11 查得坐标点位于 A 型区域，故选用 A 型带。 (3) 求大,,小带轮基准直径 d 2 , d1 。 根据参考书[1]表 17-7,A 型带 d1 应不小于 75, 现取 d1 = 100mm 。 又取 ε = 0.02 则： d2 =n1 960 d1 (1 ε ) = ×100 × (1 0.02 ) = 235.2mm n2 400d1 = 100mm

ε = 0.02

由参考书[1]表 17-7“普通 V 带轮的基准直径系列”中选取d 2 = 236mm d 2 = 236mm

设 计 及 计 算 过 程(4) 验算带速υυ= π d1n160 ×1000 =

结 果

π × 100 × 96060 ×1000

= 5.027 m / s

带速在 5-25m/s 范围内，合适。 (5) 求 V 带基准长度 Ld 和中心距 a 。 初步选取中心距a0 = 1.5 ( d1 + d 2 ) = 1.5 × (100 + 236 ) = 504mm

取a0 = 500mm a0 = 500mm

则带长为：L0 = 2a0 +

π2

( d1 + d 2 )

(d d ) + 2 14a0

2

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= 2 × 500 +

× (100 + 236 ) 2 = 1537.04mm

π

( 236 100 ) +4 × 500

2

由参考书[1]表 17-2,选取 Ld = 1600mm 使得误差最小。 则实际中心距L L0 1600 1537.04 a ≈ a0 + d = 500 + = 531.48mm 2 2

a = 531.48mm

(6)

验算小轮包角α1 = 180° d 2 d1 236 100 × 57.3° = 180° × 57.3° = 165.34° > 120° a 531.48

α1 = 165.34°

合适。

设 计 及 计 算 过 程(7) V 带根数的确定 已知 Pc = 4.8KW A 型 V 带，d1 = 100mm ,n1 = nm = 960r / min , 则由参考书[1] 表 17-4 查得：单根普通 V 带的基本额定功率：P0 = 0.95KW

结 果

P0 = 0.95KW

V 带的实际传动比为：i1 = d2 236 = = 2.408 d1 (1 ε ) 100 (1 0.02)

由参考书[1]表 17-5 查得：单根普通 V 带额定功率的增量 P0 = 0.11KW P0 = 0.11KW

由包角 α1 = 165.34° 查参考书[1]表 17-6 并用插入法计算可得： 包角修正系数Kα = 0.96 Kα = 0.9621