二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器--课程设计.docx

二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器-课程设计 二级展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 目录 一、第一章节 (1) （一）、课程设计的设计内容 (1) （二）、电动机选择 (2) （三）、确定总传动比及分配各级传动比 (3) 二、第二章节 (5) （一）、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 (5) （二）、轮齿校核强度计算 (5) 1、高速级 (5) 2、低速级 (9) 三、第三章节 （一）减速器轴及轴承装置、键的设计 1、轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 2、轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 3、轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 （二）润滑与密封 (三)箱体结构尺寸 设计总结 参考文献 一、 第一章节 （一）、课程设计的设计内容 1、设计数据及要求 （1）、F=4800N d=500mm v=1.25m/s 机器年产量：小批；机器工作环境：有粉尘； 机器载荷特性：较平稳；机器的最短工作年限：8年；其传动转动装置图如下图1-1所示。 （2）课程设计的工作条件设计要求： 误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%； 工作情况：连续单向运转，载荷平稳； 图1.1双级斜齿圆柱齿轮减速器 制造情况：小批量生产。 （二）、 电动机的选择 1 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 。 2、工作机所需的有效功率 由文献7中3.1试得 n 9550T P ?= 式中：P 工作机所需的有效功率（KW ） T 运输带所需扭矩（N ·m ） n 运输带的转动速度 3、 电动机的功率选择 根据文献中查得联轴器（弹性）99.01=，轴承 99.02=，齿轮 97.03= 滚筒 96.04= 传动装置的总共率：833.096.097.099.099.024242 34221=?=?= 电动机所需的工作功率：Kw P P d 508.6833 .0100025 .14800=?= = 电动机工作功率：Kw P P d 61000 25 .148001000=?= 卷筒轴工作的转速：min /77.47500 14.31000 6025.1d r v n =?= 确定电动机的转速min /22.38500 14.31000 60100060r d v n w =?=?= 电动机转速的可选范围： m in /8.152876.305)408(22.38r i n n w d =?='?= 取1000。 4、选择电动机 选电动机型号为Y132M 4，同步转速1500r/min ，满载转速970r/min ，额定功率7.5Kw （三）、 确定总传动比及分配各级传动比 1、传动装置的总传动比 31.2077 .47970 = z i 式中：z i 总传动比 m n 电动机的满载转速（r/min ） 2、 分配传动比 取i i 4.1=z i i i =?又 故 31.5=i ， 79.3=i 3、各轴的转速计算 min /970r i n d = min /67.18231.5970r i n n = min /20.4879 .367.182r i n n = 4、 各轴输入功率计算 Kw P P d 443.699.0508.61=?=?= Kw P P 125.697.098.0403.632=?=?= Kw P P 942.598.099.0125.632=?=?= Kw P P 765.598.099.0942.51=?=?= 5、电机输出转矩： m N n P T d d d ?=?=?=07.64970 508.61055.91055.96 6 6、各轴的转矩 m N T T d .07.6499.007.641=?=?= m N i T T ?=?=?=42.32331.599.098.042.6332 m N i T T ?=?=?=22.116579.397.098.077.32632 m N T T ?=?=?=50.113099.028.11771 二、 第二章节 （一）、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC ，齿轮均为硬齿面。 选用7级精度。 （二）、轮齿传动校核计算 1、高速级 (1)、传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得： 3 .2 112a F d S F z Y Y Y KT m 式中各参数为： （1.1）、小齿轮传递的转矩：m N T .79.62100098.007.64=?= （1.2）、初选1z =24, 则127 2431.512 =?=z i z 式中：2z 大齿轮数； i 高速级齿轮传动比。 （1.3）、由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数0.1=d 。 （1.4）、初取螺旋角 14=。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 65.114cos )127 1 241(2.388.1cos )11( 2.388.121=+?-=+-= z z 由参考文献1 P140图8.21取重合度系数Y =0.72 由 式 8.2 得 903.114tan 241318.0tan 1318.0=?= z d 由图8.26查得螺旋角系数95.0=Y （1.5）、初取齿轮载荷系数t K =1.6。 （1.6）、齿形系数F Y 和应力修正系数S Y ： 齿轮当量齿数为 27.2614 cos 24 cos 3311= z z v ，29.8414cos 77cos 3322= z z v 由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数1F Y =2.592，2F Y =2.211 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数1S Y =1.596，2S Y =1.774 （1.7）、许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得：F F N F S Y lim = 由参考文献1 P146图8.28（h ）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 5001lim =F MPa 和3802lim =F MPa 。 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数F S =1.4。 小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为： 9 11107648.2103008219606060?=?=h aL n N 810982.431.59 107648.212?=?= i N N 式中：a 齿轮转一 周，同一侧齿面啮合次数；k L 齿轮工作时间。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 92.02,91.01=N Y N Y 故许用弯曲应力为 MPa F S F N Y F 3254 .1500 91.0lim 11=?= 4 .1380 92.02lim 22?=F S F N Y F =MPa 7.249 01273.0325 596 .1592.2111=?=F S Y F Y 01571.07.249774.1211.2222=?=F S Y F Y 所以 01571.02 22=F S Y F Y F Y F Y 初算齿轮法面模数t n m 16 .13 0571.014cos 903 .12195.088 .01079.6215.223 cos 21 1223 =?=? F S Y F Y z d Y Y T t K nt m a （2）、计算传动尺寸 （2.1）、计算载荷系数K 由参考文献1 P130表8.3查得使用0.1=A K s m n z nt m n d v /41.11000 60970 2416.114.31000 601 11000 601 1=?= ?= ?= 由参考文献1 P131图8.7查得动载系数 08.1=v K 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数4.1= K ； 由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数42.1=K ，则 15.24.142.108.10.1=?=K K v K A K K （2.2）、对1d 进行修正，并圆整为标准模数 28.136 .115.216.13=?=t K K t n m n m 由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 mm m 2= （2.3）、计算传动尺寸。 中心距 mm z z m a n 67.15514 cos 2) 12724(2cos 2)(21=?+?=+= 圆整为156mm 修正螺旋角 98.13156 2) 12724(2arccos 2)(arccos 21=?+?=+=a z z m n 小齿轮分度圆直径 mm z m d n 59.49127 2424 1562cos 11=+?= 大齿轮分度圆直径 mm z m d n 30.257127 27127 1562cos 22=+?= mm d b d 59.4959.490.11=?= 圆整b=20mm 取mm b b 501 = ， mm b 552= 式中： 1b 大齿轮齿厚； 2b 小齿轮齿厚。 (3)、校核齿面接触疲劳强度 由参考文献1 P135公式8.7 u u bd KT Z Z Z Z H E H 1 21+= 式中各参 数： （3.1）、齿数比31.5=i u 。 （3.2）、由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数Mpa E Z 8.189=。 （3.3）、由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数43.2=H Z 。 （3.4）、由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数8.0=Z （3.5）、由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数97.0= Z （3.6）、由参考文献1 P145公式8.26H H N H S Z lim =计算许用接触应力 式中： lim H 接触疲劳极限，由参考文献1 P146 图8.28（）分别查得MPa H 6001lim =， MPa H 5502 lim = ； N Z 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 93.01=N Z ，98.02=N Z ； H S 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得4.1=h S 。 故MPa H 5.5481 2550 98.060093.0=?+?= 1 11140.11631 .51 31.559.515007.6415.2297.08.043.28.18912H H E H Ma u u bd KT Z Z Z Z =+? ?=+= 满足齿面接触疲劳强度。 2、低速级 （1）、传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得： 3 2 112a n F d S F z Y Y Y KT m 式中各参数为： （1.1）、小齿轮传递的转矩：m N T ?=42.323 （1.2）、初选3z =24, 则96.902479.334=?=z i z 式中：4z 大齿轮数； i 低速级齿轮传动比。 （1.3）、由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数0.1=d （1.4）、初取螺旋角 14=。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 65.114cos )91 1 241(2.388.1cos )11( 2.388.143=+?-=+-= z z 由参考文献1 P140图8.21取重合度系数Y =0.71 由式8.2得903 .114tan 240.1318.0tan 1318.0=?= z d 由图8.26查得螺旋角系数93.0= Y （1.5）、初取齿轮载荷系数t K =1.6。 （1.6）、齿形系数F Y 和应力修正系数 S Y ： 齿轮当量齿数为 27.2614cos 24cos 3333= z z v ，57.9914 cos 96 .90cos 3344= z z v 由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数3F Y =2.592，4F Y =2.211 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数3S Y =1.596，4S Y =1.774 （1.7）、许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得：F F N F S Y lim = 由参考文献1 P146图8.28（h ）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 5003lim =F MPa 和Mpa F 3804lim = 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数F S =1.4。 小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循环次数分别为： 810261.51030082167.18260603?=?=h aL n N