机械设计课程设计斜齿轮减速器设计.docx

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机械设计课程设计斜齿轮减速器设计

机械设计课程设计任务

一.设计题目：

二级斜齿圆柱齿轮减速器（３１１寝室第4组数据）

题目数据

寝室号

1

2

3

5

6

7

8

9

10

4

F

3.6

3.8

4.0

4.4

4.6

4.8

5.0

5.2

5.5

kn

4.2

V

0.8

0.7

0.6

0.9

1.0

0.8

0.7

0.6

0.7

m

0.75

s

Dmm

550

530

500

400

550

530

500

450

520

450

二．运输机的工作条件

工作时不逆转，载荷有轻微的冲击；单班制工作，每年按300天计，轴承寿命为齿轮

寿命的三分之一以上。

1.电动机2.带传动3.减速器4。

联轴器5.滚筒6.传送带

皮带运输机简图

三、设计任务

1.选择电动机型号；

2.计算皮带冲动参数；

3.选择联轴器型号；

4.设计二级斜齿圆柱齿轮减速器。

四、设计成果

1.二级圆柱齿轮减速器装配图一张；

2.零件工作图2张；

3.设计计算说明书1份.

1

一、传动系统设计方案分析与确定

1.1传动系统斜齿轮减速方案分析

1.1.1将带传动布置于高速级

将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。

同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。

1.1.2选用闭式斜齿圆柱齿轮

闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。

而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小

的几何尺寸和较大的承载能力。

采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。

而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。

1.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方

由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。

固齿轮布置在距

扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。

综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。

1.2传动方案确定

根据题目中要求，工作时不逆转，载荷有轻微的冲击；单班制工作，每年按300天计，

轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。

考虑还要满足工作可靠、传动效率高、结构简单、制造方便、成本经济、工艺性好、使用维护性好等要求本设计具体如下：

电动机选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机；工作机用V带轮传动，而且将带传动布置于高速级；减速器选用闭式斜齿圆柱齿轮减速，用二级减速。

二、电动机的选择

2.1电动机类型和结构型式

根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所

以选用三相交流电动机。

又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、

结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。

根

据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。

根据本装置的

安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。

Y（IP44）笼型封闭自扇冷式电动机,具有

防止灰尘或其他杂物侵入之特点。

电动机选择根据动力源和工作条件，对载荷有轻微冲

击，长期工作的机器。

故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。

2.2选择电动机容量

（1）电动机所需功率为

pd

pw

工作机所需要的功率

pw

kw为pw

FV

w,

1000

（2）由电动机至工作机的总效率

1234

n

带传动V带的效率——

1=0.94

0.97

取1=0.96

一对滚动轴承的效率——

2=0.98

0.995

取2=0.99

2

一对齿轮传动的效率——

3=0.96

0.98

闭式取

3=0.97

联轴器的效率——

4=0.99

0.995

取

4=0.99

传动滚筒效率

5

=0.96

又∵

4

2

0.96

0.99

4

2

0.99

0.96

0.825

1

2

3

4

5

0.97

pw

FV

4.2

0.751000

所需电动机功率为

1000

1000

0.825

3.82KW

因有点轻微的冲击，载荷基本上平稳，电动机额定功率

ped略大于pd即可。

Y系列

电动技术数据，选电动机的额定功率

ped为4.0KW。

（3）电动机转速的选择

滚筒轴工作转速

60

1000V

60

1000

0.75

31.85r

nw

D

450

min

通常，V带传动的传动比常用范围为i1'

24，二级圆柱齿轮减速器为

i28

40,则

总传动比的范围为i1

16

160，故电动机的转速可选范围为

nd'

i'nw

16

160

31.85

509.6

5096r

min

2.3确定电动机的型号

由上述转速，符合这一范围的同步转速有

750，1000，1500，3000r/min

。

现将后

3中

转速方案比较如下：

方

额定功率

同步转

满载转速

质量

价格

传动比

案

电动机型号

速

/元

i

kw

r/min

kg

r/min

1

Y112M-2

4.0

3000

2890

45

910

2.91i

2

Y112M-4

4.0

1500

1440

49

918

1.50i

3

Y112M-6

4.0

1000

960

75

1433

i

很明显，综合考虑选择电机型号为

Y112M-4

2.4电动机的主要参数

（1）电动机的主要技术数据

额定

同步转

满载

质量

电动机型号

功率

速

转速

kg

kw

r/min

r/min

Y112M-4

4.0

1500

1440

49

（2）电动机的外形示意图和实物图

3

Y型三相异步电动机

三、机构的运动分析及动力参数选择与计算

3.1总传动比的确定及各级传动比的分配

3.1.1理论总传动比i'

nm

1440

i'

45.21nm:

电动机满载转速

nw

31.85

3.1.2各级传动比的分配

（1）V带传动的理论传动比

iv'，初取iv'

3.26

（2）两级齿轮传动的传动比

i'

45.21

ih'il'

13.87

iv'

3.26

（3）齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配

取ihil，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。

同时还

可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。

但ih过大，有可能会使

高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。

所以必须合理分配传动比，一般可在

ih'

（1.3~1.4）il'

中

取，

要求

d2l-d2h

≈20

～30

mm。

（由[3]P9

图2-2

）

取ih'

1.40il'

，又∵ih'il'

13.87

∴ih'

4.40，

il'

3.16

4

注意：

以上传动比的分配只是初步的。

传动装置的实际传动比必须在各级传动零件

的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定下来后才能出来，故应在各级传动零件的参数确定

后计算实际总传动比。

一般总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为3%5%。

3.2运动和动力的参数计算

1轴（电动机轴）

p0

pd

3.82kwn0nm1440rminT0

9550

p0

95503.82

25.3Nm

n0

1440

1轴（高速轴）

p1p0

01p0

12

3.820.960.99

3.67kw

n1

n0

1440

442

r

min

T1

9550

p1

95503.6744279Nm

iv'

3.26

ni

2轴（中间轴）

p2p1

12p1

23

3.670.990.973.52kw

n2

n1

442

r

T

9550p2

95503.52101333Nm

101

min

2

n

ih'

4.40

2

3轴（低速轴）：

p3

p2

23

p2

23

3.52

0.99

0.97

3.38kw

n3

1

101

32rmin

T3

9550

p3

9550

3.38

321009Nm

n

3.16

il'

n3

4

轴（滚动轴）：

p4

p3

34

p3

24

3.38

0.99

0.99

3.31kw

n4

n3

32

32

r

min

T4

9550

p4

9550

3.31

32

988Nm

i34

1

n4

3.3运动和动力参数的计算结果汇总

轴名

功率p

转矩T

转速

传动比

效率

Nm

i

kw

n

输入

输出

输入

输出

r

min

电动机

3.82

25.3

1440

轴

1

轴

3.67

3.63

79

78.2

442

3.26

0.96

2

轴

3.52

3.48

333

330

101

4.40

0.96

3

轴

3.38

3.35

1009

999

32

3.16

0.96

4

轴

3.31

3.28

988

978

32

1

0.98

注：

1-3轴的输出功率为输入的乘以轴承效率

0.99，转矩类推就是。

5

四、v带设计及计算

4.1原始数据

电动机功率——Pd4.0kw

电动机转速——nd1440r/min

V带理论传动比——iv'3.26

工作时不逆转、单班制、工作机为带式运输机

4.2设计计算

（1）确定计算功率PcaPca=KA·Pd

根据单班制工作，即每天工作8小时，工作机为带式运输机，

<由[1]P109表5-5>查得工作系数KA=1.1

Pca=KA×Pd=1.1×4.0=4.4kw

（2）选取普通V带带型

根据Pca，nd确定选用普通V带Ａ型。

（3）确定带轮基准直径dd1和dd2

a.初选

小带轮基准直径dd1＝８0mm

查课本P表５－６小带轮基准直径

109

（由[1]P109图5-14）

dd180mm，则大带轮基准直径

dd2

i0dd1

3.2680

261mm,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（

1%～2%），查课

本P109

表５-６后取dd2

265mm。

ｂ．

验算带速v

V

dd1nm

801440

在5～25m/s范围内，Ｖ带充分发挥。

1000

60

6.03m/s

60

1000

c.计算dd2

dd2idd13.2680261mm<根据[1]P１０９表５－６>圆整dd2=２６5mm

（4）确定普V带的基准长度和传动中心距

根据0.５５（dd1+dd2）

１８９.７5mm

初步确定中心距

a0

=４00mm

Ld’=2a0

（dd1

（dd2dd1）2

dd2）

2

4a0

=2400

（80

（265

80）2

265）

400

2

4

=１３６３.０４mm

<根据[1]P1０６表５-2>

取Ld=1４00mm

计算实际中心距

a

6

2L

dd1dd2

2L

2

2

dd1dd2

8dd2dd1

a

8

22

214003.1480265214003.1480265826580

8

＝４１９ｍｍ

（5）验算主轮上的包角1

1

180

dd2

dd1

57.3

a

=180

265

80

57.3

419

154.7

120

∴主动轮上的包角合适

（6）计算V带的根数Z

Z

Pca

（P0

P0）K

Kl

P0——基本额定功率

<由[1]P１０７表５-３>得P0=０.８５ｋｗ

P0——额定功率的增量

<由[1]P1０８表５-４>

P0=0.１７

K——包角修正系数

<由[1]P1１０表５-７>得K

=0.93

Kl——长度系数<由[1]P

１０６表５-2>

得Kl=0.9６

∴Z

Pca

Kl

=

4.4

=4.83

（P0

P0）K

0.911

取Z=５根

（7）计算预紧力F0

F0

Pca

2.5

1）

qv

2

500

（

Zv

K

q——V带单位长度质量

<由P1０６[1]

表５-１>q=0.10kg/m

F0

Pca

2.5

2

=500

4.4

2.5

6.03

2

min500

（

1）qv

（

1）0.1

Zv

K

56.03

0.93

=1２６．８N

应使带的实际出拉力

F0

F0min

7

（8）计算作用在轴上的压轴力

FP

FP0min

2ZvF0sin1

25126.8sin154.7

=1２３７．２２N

2

2

４．３带传动主要参数汇总表

Ld

d

d

a

F

F

带型

Z

d1

d2

0

P

mm

mm

mm

N

N

mm

1400

５

８０

265

419

126.8

1237.22

A

４.４带轮材料及结构

（1）带轮的材料

带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200

（2）带轮的结构

带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型

小带轮结构图大带轮结构图

五.齿轮的设计

5.1高速级齿轮传动设计

5.1.1原始数据

输入转矩——T=7.82104N·mm

小齿轮转速——nI=442r/min

齿数比——μ=ih'4.40

由电动机驱动单向运转、工作机不逆转、单班制工作、工作寿命这里取为8年、工作

8

机为带式运输机、载荷较平稳。

（每年工作日为300天）

5.1.2设计计算

一选齿轮类、精度等级、材料及齿数

1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；

2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；

3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：

45号钢调质HBS1=220

接触疲劳强度极限

弯曲疲劳强度极限

Hlim1

FE1

570MPa（由[1]P138图6-14）

440Mpa（由[1]P139图6-15）

大齿轮材料：

45号钢正火HBS2=190

接触疲劳强度极限

Hlim2

400MPa

（由[1]P138图6-14）

弯曲疲劳强度极限

FE2

330Mpa

（由[1]P139图6-15）

4初选小齿轮齿数23

大齿轮齿数Z2=Z1ih'=23×4.40=101.12取101

5初选螺旋角t14

二按齿面接触强度设计

计算公式：

（由[1]P143

式6-14）

3

ZHZEZZ

d1t

2KT1u1

）

2

mm

u

（

[

HP]

d

1．确定公式内的各计算参数数值

试选

KA＝１.25（课本表６－２）；由７级齿轮精度，取

Kv1.05；由硬齿面，

K

1.15,K

1.1，则K

1.25

1.05

1.151.1

1.66

查课本图６-１２

选取区域系数Z

H=2.５

Z

cos

＝

cos14

＝０.９８5

P141表6.8齿宽系数

d

0.8

材料的弹性影响系数ZE

1/2

189.8Mpa

（由[1]136表6-3）

区域系数ZH

2.5

（由[1]135

图6-12）

由课本公式６

-1１计算应力值环数

N1=60n1jLh=60×４４２×1×（１×8×300×8）

8

=５.０９×10h

9

N2==１.１６×108h

#（４.３９１为齿数比,即４.３９１=Z2

）

Z1

查课本６-1６图得：

Z

1=０.９６

Z

2=１.０取安全系数SH

1.1

齿轮的疲劳强度极限

[

H]1=ZN1Hlim1

=497.5

MPa

S

[

H]2=ZN2Hlim2

=363.6MPa

S

许用接触应力

[

H]（[

H]1[

H]2）/2

（497.