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1、机械设计课程设计说明书2011年6月24日 一级斜齿圆柱齿轮减速器目录一、传动方案的拟定.3二、传动装置的运动和动力设计4三、齿轮传动的设计.7四、传动轴的设计.9五、滚动轴承的设计17六、键连接的设计.18八、润滑和密封的设计.19 九、设计小结20十、参考资料221计算过程及计算说明一、传动方案的拟定 由于本设计的要求较低，并已知输出功率，为增大效率，故建立如图所示的传动方案及减速器构造。 轴 齿轮1 轴 齿轮2 工作条件：双向运转，中等冲击，两班制工作，每天工作16个小时，使用年限3年，每年工作300天。163003=14400小时原始数据：输入功率P=7.5kw；输入转速n=2900
2、r/min；传动比i=3.67，允许偏差5%。二、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为轴和轴，且i为相邻两轴转数的传动比联轴器，轴承，齿轮.为各传动构件的传动效率P，P.为各轴的输入功率，（KW）T，T.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n.为各轴的输入转速（r/min）则就可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=2900（r/min）（2）计算各轴的输入功率：轴： P=P电联轴器轴承=7.50.970.99=7.20（KW）轴： P= P轴承齿轮=7.200.990.98=6.99（KW）（
3、3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： T电=9550P电/nm=95507.5/2900=24.70（Nm） 轴：T= T电联轴器轴承=24.700.970.99=23.72 （Nm） 轴：T= Ti轴承齿轮=24.703.670.990.98=87.95（Nm）（3）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=7.200.99=7.13（KW）P= P轴承=6.990.99=6.92（KW）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=23.720.99=23.48（Nm）T= T轴承=87.950.99=87.
4、07（Nm）结果由指导书的表1得到：联轴器=0.97轴承=0.99齿轮=0.98齿轮转数n:2900（r/min）n:790.19 (r/min) P:7.20（KW） P:6.99（KW） i：传动比 T=23.72（Nm）T=87.95（Nm）综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i输入输出输入输出电动机轴7.524.7029003.67轴7.207.1323.7223.482900轴6.996.9287.9587.07790.19三、 齿轮传动的设计：（1） 因想采用齿轮轴，故采用软齿面组合。由教材表16-4选取：小齿轮选用45号钢调质，齿面
5、硬度250HBS；大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度220HBS。由于软齿面闭式齿轮，故按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲强度校核。许用齿面接触应力由GB/T 3480-1997提供的线图可查得：极限应力Hlim1=560MPa Hlim2=610MPa安全系数SH=1.0许用齿面接触应力 H1=Hlim1/SH=560(MPa) H2=Hlim2/SH=610(MPa)按齿面接触强度设计 T=23.72 （Nm）取载荷系数K=1.3(教材表16-5) 电动机 中等冲击选取齿宽系数d=1.1（教材表16-9）初选螺旋角=14 ZE材料弹性系数； ZE=188.0 ZH节点区域系数，标准齿轮ZH=
6、2.5 Z螺旋角系数， =39.04mm（2） 确定几何尺寸齿数:取Z1=20 则Z2=3.672073传动比偏差0.545%（在允许偏差5%内） 由教材表16-2取mn=2mm中心距a=mn（Z1+Z2）/2cos=2（20+73）/1.94=95.84(mm) 应该尽量圆整成尾数0或5，有利于制造和测量,取a=100mm螺旋角=arccosmn(Z1+Z2)/2a=21.56=2133 36齿轮分度圆直径d1=mtZ1=mnZ1/cos=220/cos21.56=43(mm)d2=mtZ2=mnZ2/cos=273/cos21.56=157(mm)齿宽b=dd1=0.943.01=38.7
7、09（mm）取大齿轮齿宽b2=40mm，小齿轮齿宽b1=45mm为了补偿安装误差，通常使小齿轮宽略大些（3） 校核齿根弯曲强度许用齿根应力极限应力Flim1=420MPa Flim2 =470MPa安全系数SF=1.3 F1=Flim1/SF=323(MPa) F2=Flim2/SF=362(MPa)验算齿根弯曲应力当量齿数Zv1=Z1/cos3=20/cos314=21.89ZV2=Z2/cos3=73/cos314=79.91齿形系数YFa 应力修心系数YSa(由教材表16-6)YFa1=2.72 YFa2=1.57 YSa1=2.22 YSa2=1.77通过本计算证明设计在安全范围内（4
8、） 计算齿轮圆周速度对照课本表16-1可选用8级精度五、 传动轴的设计（1）输入轴按扭矩强度估算轴的直径选用选用45号钢调质，硬度250HBS（与先前设计的小齿轮对应）根据教材公式 根据教材表21-2：C=107118 取C=115轴的输入功率：P=7.20 KW 转速：n=2900r/min则：d=20.31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=15.57mm 取d=20mm 输入轴结构设计 5段 4段 3段 2段 1段 轴肩高度的确定：定位轴肩，h=（0.070.1）d，非定位轴肩，h=1.52.5mm，d为与零件相配处的轴的直径1段：d1=d=20mm L1=2d1=40mm2段：安装密
9、封件 d2=d1+2h（h=1.52.5mm）=25mm L2=25mm L2根据轴承端盖和联轴器的装拆要求（2030mm）3段：安装轴承，初选用7206C型角接触球轴承，其内径为30mm，宽度B=16mm，外径D=62mm d3=d2+2h（h=1.52.5mm）=30mm L3=B+s=36mm B为轴承宽度 s滚动轴承内侧与箱体的距离，s=510mm 齿轮端面距箱体内壁的距离，=1020mm4段：齿轮宽度b1=45mm L4=b1=45mm5段：安装轴承同3段按弯矩复合强度计算分度圆直径：小齿轮分度圆直径：d1=43(mm) 求转矩：T=23.72（Nm）求圆周力：Ft1=2T/d1=1
10、103.26N 求径向力Fr：Fr1= Ft1tan=1103.26tan20=401.55N校核危险截面的直径因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=58.5mm水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft1/2=1103.26/2=551.63NC点弯矩：MCH= FAHLA=551.6358.5=32270.36 Nmm垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr1/2=200.78NC点弯矩：MCV= FAVLA=200.7858.5=11745.34 Nmm合成弯矩：MC=34341.36 Nmm轴传递的扭矩：T=Ftd/2=23720.09Nmm轴承AB中间截面处最危险，其当量弯矩为：认为轴的扭
11、切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6，代入上式可得：Me=37173.63 Nmm计算危险截面处轴的直径：输入轴选用45钢调质，硬度为241286HBSB=650MPa -1b=60MPa考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=18.371.04=19.10mm小于初定直径20mm通过本计算证明设计在安全范围内（2）输出轴 按扭矩强度的设计计算选用45钢调质，硬度217255HBS根据公式：根据教材表21-2：C=107118 取C=115轴的输入功率为P=6.99kw 转速n=790.19 r/mind=23.66mm，取d=25mm输入轴轴结构设计 1段 2段 3段 4段 5段
12、 6段 轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和轴环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。1段：d1=d=25mm L1=2d1=50mm2段：安装密封件d2=d1+2h（h=1.52.5mm）=30mm L2=25mmL2根据轴承端盖和联轴器的装拆要求（2030mm）3段：安装轴承，初选用7207C型角接触球轴承，其内径为d=35mm，宽度B=17mm，外径D=72mm d3=d2+2h（h=1.52.5mm）=35mm L3=B+s+2=39mm 4段：为保证轴向固定牢靠，与齿轮等零件相配合的轴段落长度应比轮毂长度略短24mm，安装齿轮宽b2=40mm L4=b2-2=38mm d4=d3+2h（h=1.52.5mm）=40mm， 5段：定位轴环d5=d4+2hh=（0.070.1）d4=50mm L5=轴环宽度1.4h=6mm6段装轴承d6=d3=35mm，L6=L3=B+s
