西安交通大学二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书gxao.docx

机械设计计课程设设计说明书学院：西西安交通通大学机机械学院院专业：机机械设计计制造及及其自动动化班级：机机设06602姓名：XXXX教师：XXXX目录一、设计计数据及及要求221.工作作机有效效功率222.查各各零件传传动效率率值23.电动动机输出出功率334.工作作机转速速35.选择择电动机机36.理论论总传动动比37.传动动比分配配38.各轴轴转速449.各轴轴输入功功率：4410.电电机输出出转矩：411.各各轴的转转矩412.误误差5三、选择择齿轮材材料，热热处理方方式和精精度等级级5四、齿轮轮传动校校核计算算5（一）、高高速级55（二）、低低速级99五、初算算轴径113六、校核核轴及键键的强度度和轴承承寿命：14（一）、中中间轴114（二）、输输入轴220（三）、输输出轴224七、选择择联轴器器28八、润滑滑方式228九、减速速器附件件：299十一、参参考文献献29一、设计计数据及及要求 F=225000N d=2260mmm vv=1.0m/s 机器年产产量：大大批；机器工工作环境境：清洁洁；机器载荷荷特性：平稳；机器的的最短工工作年限限：五年年二班；二、确定定各轴功功率、转转矩及电电机型号号1.工作作机有效效功率2.查各各零件传传动效率率值联轴器（弹弹性），轴轴承，齿齿轮滚筒筒故：3.电动动机输出出功率4.工作作机转速速电动机转转速的可可选范围围：取100005.选择择电动机机选电动机机型号为为Y1332S6，同步步转速110000r/mmin，满满载转速速9600r/mmin，额额定功率率3Kww电动机外外形尺寸寸中心高HH外形尺寸寸底脚安装装尺寸底脚螺栓栓直径 K轴伸尺寸寸D×E建联接部部分尺寸寸F×CDD132216××14001238×88010×886.理论论总传动动比7.传动动比分配配故，8.各轴轴转速9.各轴轴输入功功率：10.电电机输出出转矩：11.各各轴的转转矩12.误误差带式传动动装置的的运动和和动力参参数轴名功率 P/Kw转矩 T/Nmm 转速 n/r/miin传动比 i效率/%电机轴2.9440292446.8875960199轴2.91106289554.44069604.266396轴2.799501189949.4322225.403.066696轴2.688403489963.911173.446轴2.633063454474.272273.446198三、选择择齿轮材材料，热热处理方方式和精精度等级级考虑到齿齿轮所传传递的功功率不大大，故小小齿轮选选用455#钢，表表面淬火火，齿面面硬度为为4055HHRC，齿齿轮均为为硬齿面面，闭式式。选用8级级精度。四、齿轮轮传动校校核计算算（一）、高速级级 1传传动主要要尺寸因为齿轮轮传动形形式为闭闭式硬齿齿面，故故决定按按齿根弯弯曲疲劳劳强度设设计齿轮轮传动主主要参数数和尺寸。由由参考文文献11P1138公公式8.13可可得：式中各参参数为：（1）小小齿轮传传递的转转矩：（2）初初选=119, 则式中：大齿齿轮数；高速速级齿轮轮传动比比。（3）由由参考文文献11 PP1444表8.66，选取取齿宽系系数。（4）初初取螺旋旋角。由由参考文文献11P1133公公式8.1可计计算齿轮轮传动端端面重合合度：由参考文文献11 PP1400图8.221取重重合度系系数=00.722 由式8.2得由图8.26查查得螺旋旋角系数数（5）初初取齿轮轮载荷系系数=11.3。（6）齿齿形系数数和应力力修正系系数：齿轮当量量齿数为为，由参考文文献11 PP1300图8.119查得得齿形系系数=22.799，=2.20由参考文文献11 PP1300图8.220查得得应力修修正系数数=1.56，=1.78（7）许许用弯曲曲应力可可由参考考文献1 P1447公式式8.229算得得：由参考文文献11 PP1466图8.228（h）可得得两齿轮轮的弯曲曲疲劳极极限应力力分别为为：和。由参考文文献11 PP1477表8.77，取安安全系数数=1.25。小齿轮11和大齿齿轮2的应力力循环次次数分别别为：式中：齿轮轮转一周周，同一一侧齿面面啮合次次数；齿轮轮工作时时间。由参考文文献11 PP1477图8.330查得得弯曲强强度寿命命系数为为：故许用弯弯曲应力力为=所以初算齿轮轮法面模模数2 计计算传动动尺寸（1）计计算载荷荷系数由参考文文献11 PP1300表8.33查得使使用由参考文文献11 PP1311图8.77查得动动载系数数；由参考文文献11 PP1322图8.111查得得齿向载载荷分布布系数；由参考文文献11 PP1333表8.44查得齿齿间载荷荷分配系系数，则则（2）对对进行修修正，并并圆整为为标准模模数由参考文文献11 PP1244按表8.1，圆圆整为（3）计计算传动动尺寸。中心距圆整为1105mmm修正螺旋旋角小齿轮分分度圆直直径大齿轮分分度圆直直径圆整b=20mmm取，式中：小齿齿轮齿厚厚；大齿齿轮齿厚厚。3校核核齿面接接触疲劳劳强度由参考文文献11 PP1355公式8.7 式中各参参数：（1）齿齿数比。（2）由由参考文文献11 PP1366表8.55查得弹弹性系数数。（3）由由参考文文献11 PP1366图8.114查得得节点区区域系数数。（4）由由参考文文献11 PP1366图8.115查得得重合度度系数（5）由由参考文文献11P1142图图8.224查得得螺旋角角系数（5）由由参考文文献11 PP1455公式8.26计计算许用用接触应应力式中：接触触疲劳极极限，由由参考文文献11 PP1466图8.228（）分分别查得得，；寿命命系数，由由参考文文献11 PP1477图8.229查得得，；安全全系数，由由参考文文献11 PP1477表8.77查得。故故满足齿面面接触疲疲劳强度度。（二）、低低速级1传动动主要尺尺寸因为齿轮轮传动形形式为闭闭式硬齿齿面，故故决定按按齿根弯弯曲疲劳劳强度设设计齿轮轮传动主主要参数数和尺寸寸。由参参考文献献1P1338公式式8.113可得得：式中各参参数为：（1）小小齿轮传传递的转转矩：（2）初初选=223, 则式中：大齿齿轮数；低速速级齿轮轮传动比比。（3）由由参考文文献11 PP1444表8.66，选取取齿宽系系数（4）初初取螺旋旋角。由由参考文文献11P1133公公式8.1可计计算齿轮轮传动端端面重合合度：由参考文文献11 PP1400图8.221取重重合度系系数=00.711 由式8.2得由图8.26查查得螺旋旋角系数数（5）初初取齿轮轮载荷系系数=11.3。（6）齿齿形系数数和应力力修正系系数：齿轮当量量齿数为为，由参考文文献11 PP1300图8.119查得得齿形系系数=22.655，=2.28由参考文文献11 PP1300图8.220查得得应力修修正系数数=1.57，=1.76（7）许许用弯曲曲应力可可由参考考文献1 P1447公式式8.229算得得：由参考文文献11 PP1466图8.228（h）可得得两齿轮轮的弯曲曲疲劳极极限应力力分别为为：和。由参考文文献11 PP1477表8.77，取安安全系数数=1.25。小齿轮33和大齿齿轮4的应力力循环次次数分别别为：式中：齿轮轮转一周周，同一一侧齿面面啮合次次数；齿轮轮工作时时间。由参考文文献11 PP1477图8.330查得得弯曲强强度寿命命系数为为：故许用弯弯曲应力力为=所以初算齿轮轮法面模模数2 .计计算传动动尺寸（1）计计算载荷荷系数由参考文文献11 PP1300表8.33查得使使用由参考文文献11 PP1311图8.77查得动动载系数数；由参考文文献11 PP1322图8.111查得得齿向载载荷分布布系数；由参考文文献11 PP1333表8.44查得齿齿间载荷荷分配系系数，则则（2）对对进行修修正，并并圆整为为标准模模数由参考文文献11 PP1244按表8.1，圆圆整为（3）计计算传动动尺寸。中心距圆整为1145mmm修正螺旋旋角小齿轮分分度圆直直径大齿轮分分度圆直直径圆整b=35mmm取，式中：小齿齿轮齿厚厚；大齿齿轮齿厚厚。3.校核核齿面接接触疲劳劳强度由参考文文献11 PP1355公式8.7 式中各参参数：（1）齿齿数比。（2）由由参考文文献11 PP1366表8.55查得弹弹性系数数。（3）由由参考文文献11 PP1366图8.114查得得节点区区域系数数。（4）由由参考文文献11 PP1366图8.115查得得重合度度系数（5）由由参考文文献11P1142图图8.224查得得螺旋角角系数（5）由由参考文文献11 PP1455公式8.26计计算许用用接触应应力式中：接触触疲劳极极限，由由参考文文献11 PP1466图8.228（）分分别查得得，；寿命命系数，由由参考文文献11 PP1477图8.229查得得，；安全全系数，由由参考文文献11 PP1477表8.77查得。故故满足齿面面接触疲疲劳强度度。五、初算算轴径由参考文文献11P1193公公式100.2可可得：齿轮轴的的最小直直径：。考考虑到键键对轴强强度的削削弱及联联轴器对对轴径的的要求，最最后取。中间轴的的最小直直径：。考考虑到键键对轴强强度的削削弱及轴轴承寿命命的要求求，最后后取输出轴的的最小直直径：。考考虑到键键对轴强强度的削削弱及联联轴器对对轴径的的要求，最最后取。式中：由许许用扭转转应力确确定的系系数，由由参考文文献11P1193表表10.2，取取六、校核核轴及键键的强度度和轴承承寿命：（一）、中间轴轴1.齿轮轮2（高速速级从动动轮）的的受力计计算：由参考文文献11P1140公公式8.16可可知式中：齿轮轮所受的的圆周力力，N；齿轮轮所受的的径向力力，N；齿轮轮所受的的轴向力力，N；2.齿轮轮3（低速速级主动动轮）的的受力计计算：由参考文文献11P1140公公式8.16可可知式中：齿轮轮所受的的圆周力力，N；齿轮轮所受的的径向力力，N；齿轮轮所受的的轴向力力，N；3.齿轮轮的轴向向力平移移至轴上上所产生生的弯矩矩为：4.轴向向外部轴轴向力合合力为：5.计算算轴承支支反力：竖直方向向，轴承承1轴承2水平方向向，轴承承1 ，与与所设方方向相反反。轴承2，与与所设方方向相反反。轴承1的的总支撑撑反力：轴承2的的总支撑撑反力：6.计算算危险截截面弯矩矩 a-a剖面面左侧，竖竖直方向向水平方向向 b-b剖面面右侧，竖竖直方向向水平方向向a-a剖剖面右侧侧合成弯弯矩为 b-bb剖面左左侧合成成弯矩为为故a-aa剖面右右侧为危危险截面面。7.计算算应力初定齿轮轮2的轴径径为=38mmm，轴轴毂长度度为100mm，连连接键由由参考文文献22P1135表表11.28选选择=110×8，t=5mmm,=25mmm。齿齿轮3轴径为为=40mmm，连连接键由由P1335表11.28选选择=112×8，t=5mmm,=32mmm，毂毂槽深度度=3.33mm。由，故齿轮轮3可与轴轴分离。又a-aa剖面右右侧（齿齿轮3处）危危险，故故：抗弯剖面面模量抗扭剖面面模量弯曲应力力扭剪应力力8.计算算安全系系数对调质处处理的445#钢钢，由参参考文献献1P1992表10.1知:抗拉强度度极限=6500MPaa弯曲疲劳劳极限=3000MPaa扭转疲劳劳极限=1555MPaa由表100.1注注查得材材料等效效系数：轴磨削加加工时的的表面质质量系数数由参考考文献1PP2077附图100.1查查得绝对尺寸寸系数由由附图110.11查得：键槽应力力集中系系数由附附表100.4查查得：（插插值法）由参考文文献11P2201公公式100.5，10.6得，安安全系数数查P2002表10.5得许许用安全全系数S=1.551.8，显显然S>>S，故危危险截面面是安全全的9校核核键连接接的强度度齿轮2处处键连接接的挤压压应力齿轮3处处键连接接的挤压压应力由于键，轴轴，齿轮轮的材料料都为445号钢钢，由参参考文献献1查得，显显然键连连接的强强度足够够！10.计计算轴承承寿命由参考文文献22P1138表表12.2查72007C轴轴承得轴轴承基本本额定动动负荷=23.5KNN，基本本额定静静负荷=17.5KNN轴承1的的内部轴轴向力为为：轴承2的的内部轴轴向力为为：故轴承11的轴向向力，轴承2的的轴向力力由由参考考文献1PP2200表11.12可可查得：又取故取根据轴承承的工作作条件，查查参考文文献11P22182199表11.9，11.10得得温度系系数，载载荷系数数，寿命命系数。由由P2118公式式11.1c得得轴承11的寿命命已知工作作年限为为5年2班,故轴承承预期寿寿命，故轴承承寿命满满足要求求（二）、输入轴轴1.计算算齿轮上上的作用用力由作用力力与反作作用力的的关系可可得，齿齿轮轴11所受的的力与齿齿轮2所受的的力大小小相等，方方向相反反。即：轴向力力，径向向力，圆圆周力2.平移移轴向力力所产生生的弯矩矩为：3.计算算轴承支支撑反力力竖直方向向，轴承承1轴承2水平方向向，轴承承1 ，轴承2，轴承1的的总支撑撑反力：轴承2的的总支撑撑反力：4.计算算危险截截面弯矩矩 a-a剖面面左侧，竖竖直方向向水平方向向其合成弯弯矩为 a-a剖面面右侧，竖竖直方向向水平方向向其合成弯弯矩为危险截面面在a-a剖面面左侧。5.计算算截面应应力由参考文文献11P2205附附表100.1知知：抗弯剖面面模量抗扭剖面面模量弯曲应力力扭剪应力力6计算算安全系系数对调质处处理的445#钢钢，由参参考文献献1P1992表10.1知:抗拉强度度极限=6500MPaa弯曲疲劳劳极限=3000MPaa扭转疲劳劳极限=1555MPaa由表100.1注注查得材材料等效效系数：轴磨削加加工时的的表面质质量系数数由参考考文献1PP2077附图100.1查查得绝对尺寸寸系数由由附图110.11查得：由参考文文献11P2201公公式100.5，10.6得，安安全系数数查P2002表10.5得许许用安全全系数S=1.551.8，显显然S>>S，故危危险截面面是安全全的7.校核核键连接接的强度度联轴器处处连接键键由参考考文献2PP1355表11.28选选择=88×7，t=4mmm,=40mmm。轴轴径为=25mmm联轴器处处键连接接的挤压压应力由于键，轴轴的材料料都为445号钢钢，由参参考文献献1查得，显显然键连连接的强强度足够够！8.计算算轴承寿寿命由参考文文献22P1138表表12.2查72006C轴轴承得轴轴承基本本额定动动负荷=17.8KNN，基本本额定静静负荷=12.8KNN轴承1的的内部轴轴向力为为：轴承2的的内部轴轴向力为为：由于故轴承11的轴向向力，轴承2的的轴向力力由由参考考文献1PP2200表11.12可可查得：又取故取根据轴承承的工作作条件，查查参考文文献11P22182199表11.9，11.10得得温度系系数，载载荷系数数，寿命命系数。由由P2118公式式11.1c得得轴承22的寿命命已知工作作年限为为5年2班,故轴承承预期寿寿命，故轴承承寿命满满足要求求（三）、输出轴轴1.计算算齿轮上上的作用用力由作用力力与反作作用力的的关系可可得，齿齿轮4所受的的力与齿齿轮3所受的的力大小小相等，方方向相反反。即：轴向力力，径向向力，圆圆周力2.平移移轴向力力所产生生的弯矩矩为：3.计算算轴承支支撑反力力竖直方向向，轴承承1轴承2水平方向向，轴承承1 ，轴承2，轴承1的的总支撑撑反力：轴承2的的总支撑撑反力：4.计算算危险截截面弯矩矩 a-a剖面面左侧，竖竖直方向向水平方向向其合成弯弯矩为 a-a剖面面右侧，竖竖直方向向水平方向向其合成弯弯矩为危险截面面在a-a剖面面左侧。5.计算算截面应应力初定齿轮轮4的轴径径为=44mmm，连连接键由由参考文文献22P1135表表11.28选选择=112×8，t=5mmm,=28mmm。由参考文文献11P2205附附表100.1知知：抗弯剖面面模量抗扭剖面面模量弯曲应力力扭剪应力力6计算算安全系系数对调质处处理的445#钢钢，由参参考文献献1P1992表10.1知:抗拉强度度极限=6500MPaa弯曲疲劳劳极限=3000MPaa扭转疲劳劳极限=1555MPaa由表100.1注注查得材材料等效效系数：轴磨削加加工时的的表面质质量系数数由参考考文献1PP2077附图100.1查查得绝对尺寸寸系数由由附图110.11查得：键槽应力力集中系系数由附附表100.4查查得：（插插值法）由参考文文献11P2201公公式100.5，10.6得，安安全系数数查P2002表10.5得许许用安全全系数S=1.551.8，显显然S>>S，故危危险截面面是安全全的7.校核核键连接接的强度度联轴器处处连接键键由参考考文献2PP1355表11.28选选择=110×8，t=5mmm,=70mmm。轴轴径为=35mmm联轴器处处键连接接的挤压压应力齿轮选用用双键连连接，1180度度对称分分布。齿轮处键键连接的的挤压应应力由于键，轴轴的材料料都为445号钢钢，由参参考文献献1查得，显显然键连连接的强强度足够够！8.计算算轴承寿寿命由参考文文献22P1138表表12.2查72008C轴轴承得轴轴承基本本额定动动负荷=26.8KNN，基本本额定静静负荷=20.5KNN轴承1的的内部轴轴向力为为：轴承2的的内部轴轴向力为为：由于轴承1的的轴向力力故轴承22的轴向向力由由参考考文献1PP2200表11.12可可查得：又取故取根据轴承承的工作作条件，查查参考文文献11P22182199表11.9，11.10得得温度系系数，载载荷系数数，寿命命系数。由由P2118公式式11.1c得得轴承22的寿命命已知工作作年限为为5年2班,故轴承承预期寿寿命，故轴承承寿命满满足要求求七、选择择联轴器器由于电动动机的输输出轴径径（d=38mmm）的的限制，故故由参考考文献2PP1277表13-1选择择联轴器器为HLL1型弹弹性柱销销联轴器器联，孔孔径取225mmm。由于于输出轴轴上的转转矩大，所所选联轴轴器的额额定转矩矩大，故故选HLL3型，孔孔径取335mmm。八、润滑滑方式由于所设设计的减减速器齿齿轮圆周周速度较较小，低低于2mm/s，故故齿轮的的润滑方方式选用用油润滑滑，轴承承的润滑滑方式选选用脂润润滑。考考虑到减减速器的的工作载载荷不是是太大，故故润滑油油选用中中负荷工工业齿轮轮油（GGB5990319986），牌牌号选668号。润润滑油在在油池中中的深度度保持在在6880mmm之间间。轴承承的润滑滑脂选用用合成锂锂基润滑滑脂（SSY1441319980）。牌牌号为ZZL2H。由由于轴承承选用了了脂润滑滑，故要要防止齿齿轮的润润滑油进进入轴承承将润滑滑脂稀释释，也要要防止润润滑脂流流如油池池中将润润滑油污污染。所所以要轴轴承与集集体内壁壁之间设设置挡油油环。九、减速速器附件件：1.窥视视孔及窥窥视孔盖盖：由于于受集体体内壁间间距的限限制，窥窥视孔的的大小选选择为长长90mmm，宽宽60mmm。盖盖板尺寸寸选择为为长1220mmm，宽900mm。盖盖板周围围分布66个M6×16的全全螺纹螺螺栓。由由于要防防止污物物进入机机体和润润滑油飞飞溅出来来，因此此盖板下下应加防防渗漏的的垫片。考考虑到溅溅油量不不大，故故选用石石棉橡胶胶纸材质质的纸封封油圈即即可。考考虑到盖盖板的铸铸造加工工工艺性性，故选选择带有有凸台的的铸铁盖盖板。2.通气气器：为为防止由由于机体体密封而而引起的的机体内内气压增增大，导导致润滑滑油从缝缝隙及密密封处向向外渗漏漏，使密密封失灵灵。故在在窥视孔孔盖凸台台上加安安通气装装置。由由于减速速器工作作在情节节的室内内环境中中，故选选用结构构简单的的通气螺螺塞即可可，其规规格为MM22××1.55。3.放油油孔及放放油螺塞塞：为了了能在换换油时将将油池中中的污油油排出，清清理油池池，应在在机座底底部油池池最低处处开设放放油孔。为为了能达达到迅速速放油地地效果，选选择放油油螺塞规规格为MM20××1.55。考虑虑到其位位于油池池最底部部，要求求密封效效果好，故故密封圈圈选用材材质为工工业用革革的皮封封油圈。4.油面面指示器器：为了了能随时时监测油油池中的的油面高高度，以以确定齿齿轮是否否处于正正常的润润滑状态态，故需需设置油油面指示示器。在在本减速速器中选选用杆式式油标尺尺，放置置于机座座侧壁，油油标尺型型号选择择为M112。5.吊耳耳和吊钩钩：为了了方便装装拆与搬搬运，在在机盖上上设置吊吊耳，在在机座上上设置吊吊钩。吊吊耳用于于打开机机盖，而而吊钩用用于搬运运整个减减速器。考考虑到起起吊用的的钢丝直直径，吊吊耳和吊吊钩的直直径都取取20mmm。6定位位销：本本减速器器机体为为剖分式式，为了了保证轴轴承座孔孔的加工工和装配配精度，在在机盖和和机座用用螺栓联联接后，在在镗孔之之前，在在机盖与与机座的的连接凸凸缘上应应装配定定位销。定定位销采采用圆锥锥销，安安置在机机体纵向向两侧的的联接凸凸缘得结结合面上上，呈非非对称布布置。圆圆锥销型型号选用用GB1117-86 A6×35。7.起盖盖螺钉：在机盖盖与机座座联接凸凸缘的结结合面上上，为了了提高密密封性能能，常涂涂有水玻玻璃或密密封胶。因因此联接接结合较较紧，不不易分开开。为了了便于拆拆下机盖盖，在机机盖地凸凸缘上设设置一个个起盖螺螺栓。取取其规格格为M110×22。其其中螺纹纹长度为为16mmm，在在端部有有一个66mm长长的圆柱柱。十一、参参考文献献1 陈铁铁鸣主编编机械械设计第4版哈哈尔滨,哈尔滨滨工业大大学出版版社,2200662 王连连明,宋宝玉玉主编机械设设计课程程设计第2版.哈尔滨滨,哈尔滨滨工业大大学出版版社,2200553 陈铁铁鸣, 王连明明主编机械设设计作业业指导哈尔滨滨,哈尔滨滨工业大大学出版版社,2200334徐灏主主编机械设设计手册册（第二二版）北京：机械工工业出版版社，2200445陈铁鸣鸣主编新编机机械设计计课程设设计图册册北京：高等教教育出版版社，2200336王知行行，刘廷廷荣主编编.机械原原理.北京：高等教教育出版版社，220055