机械设计课程设计带皮二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器Word文件下载.docx
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电动机所需的功率为:
在机械传动中常用同步转速为1500rmin和1000rmin的两种电动机，根据电动机所需功率和同步转速，由[2]P223表10-110查得电动机技术数据及计算总传动比如表1-2所示。
表1－2电动机技术数据及计算总传动比
方案
型号
额定功率
（kW）
转速（rmin）
启动转矩
最大转矩
同步
满载
1
Y100L2-4
3
1500
1420
2.2
2
Y132S-6
1000
960
2.0
把这两种方案进行比较，方案1电动机质量最小，但是总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑故不可取，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，综合考虑两种可选方案后，选择方案2比较合适。
选用方案2电动机型号Y132S-6，根据机械设计手册查得电动机的主要参数如表1-3所示。
表1-3Y132S-6电动机主要参数
中心高Hmm
轴伸mm
总长Lmm
470
2.装置运动及动力参数计算
2.1传动装置总传动比和分配各级传动比
根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为：
双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为：
①高速级的传动比为：
==3.5475
②低速级的传动比为：
==2.7289
2.2传动装置的运动和动力参数计算：
a）各轴的转速计算：
==960rmin
==9603.5475=270.6131rmin
==270.61312.7289=99.1656rmin
==99.1656rmin
b）各轴的输入功率计算：
==2.94790.99=2.9184kW
==2.91840.97×
0.995=2.8167kW
==2.81670.970.98=2.6676kW
==2.66760.98×
0.99=2.6109kW
c）各轴的输入转矩计算：
=955095502.667699.1656=257.8624N·
m
=955095502.610999.1656=251.4390N·
由以上数据得各轴运动及动力参数见表1－1。
查P17表1-4得
3－1各轴运动及动力参数
轴号
转速
n（rmin）
功率PkW
转矩TN.mm
传动比
960.0000
2.4436
24.3084
5.2789
181.8111
2.3229
122.0126
4.0617
44.7624
2.2081
471.0965
1.0000
4
2.1423
457.0578
二、传动零件的设计计算
斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。
标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。
1.高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
1）选择齿轮材料及热处理方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。
根据设计要求现选软齿面组合：
根据[1]P191表10-1得：
小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；
取230
大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；
取190
2）齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选
=24
==3.547524=75
取大齿轮齿数=75，则齿数比（即实际传动比）为==7524=3.125。
与原要求仅差（3.125-3.5475）3.1250.48%，故可以满足要求。
3）选择螺旋角β：
按经验，8°
<
25°
现初选=13°
4）计算当量齿数，查齿形系数：
z=zcosβ=24cos13°
=25.9443
z=zcosβ=122cos13°
=81.0758
由书P200表10-5线性差值求得：
5）选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以两支撑相对小齿轮做不对称布置，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表10-7，若大小齿轮皆为软齿面或仅大齿轮为软齿面时，Φd可取偏上限数值，选择为0.7～1.15，现选=0.9
6）选择载荷系数：
由齿轮承受轻微冲击载荷，选载荷系数K为1.2～1.6。
取K=1.3。
7）计算I号齿轮轴上的扭矩TI:
N·
8）计算几何参数：
tg=tgcos=tg20°
cos13°
=0.3735
=20.4823°
=
sin=sincos==sin13°
cos20°
=0.2114
=12.2062°
=1.6470
=1z1tg=13.141590.924tg13°
=1.5873
9）按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数：
2.4421
弹性影响系数:
P201锻钢：
Z=189.8EMPa
寿命系数：
查[1]P207图10-19，
齿轮齿面接触疲劳极限：
取安全系数S=1.0
许用接触应力：
小齿轮分度圆直径：
计算法面模数m
m=cosdz=cos13°
34.932324=1.5533mm
10）按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y,因＝1.59>
1，查P217得＝1，计算得：
Y＝1-＝1－1＝0.9981
计算齿形系数与许用应力之比值：
取安全系数
查[1]P207图10-19得
由于Y[]较大，用小齿轮的参数Y[]代入公式，计算齿轮所需的法面模数：
11）决定模数
由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。
所以对比两次求出的结果，按接触疲劳强度所需的模数较大，齿轮易于发生点蚀破坏，即应以mn≥1.3693mm为准。
根据标准模数表（机械原理P180表10-1），暂定模数为：
m=2.0mm
12）初算中心距：
2.0（24+75）2cos12°
=101.6010mm
标准化后取a=102mm
13）修正螺旋角β
按标准中心距修正β：
14）计算端面模数：
15）计算传动的其他尺寸：
16）计算齿面上的载荷：
17）选择精度等级
齿轮的圆周转速：
2.4858ms
对照P210表10-8,因运输机为一般通用机械，主传动为齿轮传动，故选齿轮精度等级为8级是合宜的。
18）齿轮图：
2.低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算
小齿轮选择45钢调质,=217～255；
大齿轮选择45钢常化,162～217；
=31
==2.728931=84.5959
取大齿轮齿数z=85，则齿数比（即实际传动比）为=zz1=8531=2.7419。
与原要求仅差（2.7419-2.7289）2.7419=0.4741%，故可以满足要求。
20°
现初选
=11°
z=1cos=31cos11°
=31.5811
z=cos=85cos10°
=86.5933
由[1]P200表10-5线性差值求得：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表8-5，选择为0.7～1.15，现选=0.95
由齿轮承受中等冲击载荷，选载荷系数K为1.2～1.6。
7）计算II号齿轮轴上的扭矩TII:
99402.0060N·
cos11°
=0.3708
=20.3444°
sin=sincos=sin11°
=0.1793
=10.3286°
=1.7004
=1z1tg=13.141590.9531tg11°
=1.8222
Z==2.4567
Z=189.8
K＝１ ＝501.3333MPaS=1.0
计算法面模数m:
m=cosdz=cos11°
59.372031=1.7625mm
10）按齿根弯曲疲劳强度设计：
查[1]P217得。
由于Y[]较大，用大齿轮的参数Y[]代入公式
计算齿轮所需的法面模数：
=1.3999mm
11）按接触强度决定模数值，取
a=m（z1+z）2cos=2.0（31+85）2cos11°
=118.1708mm
标准化后取a=119mm
13）修正螺旋角β：
齿轮的主要参数
高速级
低速级
齿数
24
75
31
85
中心距
102
119
法面模数
端面模数
2.0606
2.0517
螺旋角
法面压力角
端面压力角
齿宽b
53
45
61
齿根高系数标准值
齿顶高系数
0.9706
0.9748
齿顶系数标准值
0.25
当量齿数
25.9443
81.0758
31.5811
86.5933
分度圆直径
49.4544
154.5455
63.6028
174.3945
齿顶高
齿根高
2.5
齿全高
4.5
齿顶圆直径
53.4544
158.545
67.6028
178.3945
齿根圆直径
44.4544
149.545
58.6028
169.3945
基圆直径
46
141
59
160
三、
轴的结构设计和计算
轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和机架连接。
所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体——轴系部件。
1>
轴的结构设计
1高速轴：
1.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P370表15—3，取A=126~103,取.
考虑到该轴段截面上有一个键槽，增大5%，即
dmin=16.2091（1+5%）=17.0196mm
减速器高速轴外伸端用联轴器与电动机相连，外伸端轴径用电动机轴直径D估算：
d=（0.8～1.2）D=（0.8～1.2）38=30.4mm
圆整后
为了使所选的外伸端轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器：
由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好，故选用弹性柱销联轴器。
选择联轴器的型号：
联轴器的计算转矩T=,查[1]P351表14—1，取=1.5，则
T==1=1.529032=43548N.mm
由[2]P184表10-43选联轴器型号为HL3，联轴器的许用转矩[T]=630Nm，半联轴器的外孔径d=30mm,故取与输入轴相连处d1-2=30mm,半联轴器长度L=82mm（J型孔），与轴段连接处长度L=60mm.
1.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）考虑联轴器的定位要求，1—2轴段需定位轴肩，取轴肩高度h=2.25mm（；
联轴器左端用螺栓紧固轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38。
半联轴器与轴配合长度L=60mm，为了保证轴端挡圈压紧半联轴器，故1-2轴段的长度应比L略短一些，故L1-2=58mm
2）轴段2-3的直径需对1-2轴段有定位轴肩，故d2-3=35mm。
轴承端盖的总宽度为38mm（由减速器及轴承端盖的结构设计决定）。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=18mm,故取L=56mm。
3）初步选择滚动轴承，由于主要承受径向载荷，所以选用深沟球轴承，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径d=d=35mm,查P167表10-35选取6207型深沟球轴承，其尺寸为，其内径，外径,宽度，安装尺寸，。
4）对4-5段，由中间轴可知L=89mm,由轴肩定位可得d=42mm。
5）取安装齿轮处的轴段5-6的直径，由于高速级齿轮df1=44.4544,则取d5-6=44.5mm，由于高速轴为齿轮轴，所以齿轮的右端无须轴肩定位，L5-6=53mm。
6）取小齿轮距箱体内壁的距离Δ=8mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s，现取s=5mm,则L=Δ+s=8+5=13mm，右端轴承的轴肩定位从手册中查得6207型的安装尺寸，因此d6-7=42mm。
2中间轴：
2.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P370表15—3，取A=112
2.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）查P167表10-35，初步选择滚动轴承。
由于主要承受径向载荷，所以选用深沟球轴承，取安装轴承段直径d1-2=d7-8=40mm,选取6208型深沟球轴承，其尺寸为，，安装尺寸47mm，73mm。
轴段L1-2=L7-8=18mm.
2）由于轴承的安装尺寸47mm，现取d2-3=47mm，低速级小齿轮距箱体内壁的距离Δ=10mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，现取s=5mm,则L2-3=Δ+s=10+5=15mm
3）由于低速级小齿轮df3=58.,6028,则取d3-4=58.5mm，由于高速轴为齿轮轴，所以齿轮的右端无须轴肩定位，由于低速级小齿轮齿宽为61mm，所以L3-4=61mm。
4）中间轴的两齿轮间轴段4-5的直径d4-5=54mm，L4-5=12mm。
5）取安装齿轮处的轴段5-6的直径d5-6=46mm，由于高速级大齿轮的轮毂宽为45mm，且由于高速级大齿轮左端与轴承右端之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L5-6=43mm。
6）高速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=14mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，取s=5mm，由于高速级大齿轮左端与轴承右端之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L6-7=19.5mm，d6-7=40mm。
3低速轴：
3.1初步确定轴的最小直径
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P370表15-3，取A=116
输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。
为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。
联轴器的计算转矩T=,查[1]P351表14—1，取=1.5，则
T==3=1.5257.8624=386.7936N.mm
根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，由P184表10-43选联轴器型号为HL3，联轴器的许用转矩[T]=630Nm，半联轴器的外孔径d=35mm,故取与输出轴相连处d1-2=35mm,半联轴器长度L=82mm（J型孔），与轴段长度L=60mm.
3.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）考虑联轴器的定位要求，1—2轴段需定位轴肩，取轴肩高度h=3.5mm，则d=42mm；
联轴器左端用螺栓紧固轴端挡圈定位，由[3]P207表7-6按轴端直径取挡圈直径D=44；
2）轴段2-3的直径需对1-2轴段有定位轴肩，故d2-3=48mm。
轴承端盖的总宽度为35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计决定）,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=18mm,故取L=53mm。
3）初步选择滚动轴承。
因轴承受径向载荷较大，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径d=d8-9=50mm,选取6210型深沟球轴承，其尺寸为，，轴段L=L8-9=20mm。
4）对4-4＇段，查机械设计手册得6210型深沟球轴承的定位轴肩高度为h=3.5mm，取d4-4＇=57mm，L4-4＇=7mm。
对4＇-5轴段，d4＇-5=42mm，由中间轴可知L4＇-5=61mm，对5-6轴段，为右侧齿轮的定位轴肩，取d5-6=65mm，L5-6=7mm。
5）取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=57mm，由于低速级大齿轮的轮毂宽为53mm，且由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L6-7=51mm。
6）低速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=14mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，取s=5mm，由于低速级大齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L7’-8=19.5mm，d7-8=50mm。
根据以上轴最小直径的计算，联轴器的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下：
四、联轴器的选择及计算
联轴器是连接两轴和回转件，在传递运动和动力过程中使他们一同回转而不脱开的一种装置。
联轴器还具有补偿两轴相对位移、缓冲和减振以及安全防护等功能.
4.1联轴器的选择和结构设计
以输入轴为例进行联轴器的介绍：
根据所选电动机的公称直径38mm和设计所要求的机械特性选择弹性柱销联轴器。
因其结构简单装配维护方便使用寿命长和应用较广。
4.2联轴器的校核
校核公式：
=
查机械设计手册得，查表[1]P351表14-1得=1.5
所以经校核后符合设计的要求。
五、键联接的选择及计算
键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。
有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。
根据所设计的要求。
此次设计采用平键联接。
5.1键的选择
取中间轴段的普通平键进行说明，具体结构：
据中间轴尺寸d=46mm，由[3]P106表6-1中查得键尺寸：
键宽b=14mm,键高h=9mm,由轴毂宽B=50mm并参考键的长度系列，取键长L=32mm，选圆头普通平键（A型）。
5.2键的校核
键与轮毂键槽的接触高度k等于0.5h=4.5mm,键的工作长度=L-b=18mm，由[3]P106表6-2，由于键承受轻微冲击，许用挤压应力，取中间值=110，可知：
该平键联接的强度是足够的。
六、滚动轴承的选择及计算
轴承是支承轴的零件，其功用有两个：
支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度，减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。
与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。
它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。
6.1轴承的选择与结构设计
由于转速较高，轴向力又比较小，主要承受径向载荷，故选用深沟球轴承。
下面以中间轴为例初选轴承型号为6208型。
：
根据初算轴径，考虑轴上零件的定位和固定，估计出装轴承处的轴径，再假设选用轻系列轴承，这样可初步定出滚动轴承的型号。
轴承具体结构如下
6.2轴承的校核
（1）轴承的固定方式为全固式，故轴向外载荷F全部由轴承1承受具体如下图：
（2）轴承的校核
一，中间轴轴承的校核
查P167表10-35得Cr=22.8KN，=15.8KN，[1]P321表13-61.2，对于球轴承3
计算当量动载荷P：
装轴承处的轴径D=40mm（中间轴上有两个齿轮）
低速级小齿轮Ft1=3571.6546N，Fa1=817.5316N,Fr1=1324.3695N,
高速级大齿轮Ft2=1174.0917N,Fa2=291.2239N,Fr2=438.5233N
则
P321表13-5插值法求的e=0.2256，Y=1.944
计算当量动载荷
即所选轴承满足工作要求。
二，高速轴
查P167表10-35得Cr=19.8KN，=13.5KN，[1]P321表13-61.2，对于球轴承3
P321表13-5插值法求的e=0.2175，Y=2.0026
三，低速轴
查[2]P117表10-35得Cr=27000N，=19800N，[2]P321表13-61.2，对于球轴承3
查P321表13-5插值法求的e=0.2413，Y=1.7913
七、润滑和密封方式的选择
减速器的润滑
为了减轻机械传动零件、轴承等的磨损，降低摩擦阻力和能源消耗，提高传动效率，延长零件使用寿命，保证设备正常运转，减速器必须要有良好的润滑，同时润滑还可起到冷却、散热、吸振、防锈、降低噪声等作用
1齿轮润滑
润滑方式：
浸油润滑
润滑剂的选择：
齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择。
根据所需的粘度按选择润滑油的牌号取润滑油牌号为L-CKC220。
为了保证齿轮啮合处的充分润滑，并避免搅油损耗过大，减速器内的传动件浸入箱体油池中的深度不宜
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