二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书中北大学.doc

《二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书中北大学.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书中北大学.doc（21页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书中北大学.精品文档.机械设计课程设计说明书学院：中北大学机械工程与自动化学院专业：机械设计制造及其自动化班级：06020142姓名：XXX教师：XXX目录一、设计数据及要求21.工作机有效功率22.查各零件传动效率值23.电动机输出功率34.工作机转速35.选择电动机36.理论总传动比37.传动比分配38.各轴转速49.各轴输入功率：410.电机输出转矩：411.各轴的转矩412.误差5三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级5四、齿轮传动校核计算5（一）、高速级5（二）、低速级9五、初算轴径13六、校核轴

2、及键的强度和轴承寿命：14（一）、中间轴14（二）、输入轴20（三）、输出轴24七、选择联轴器28八、润滑方式28九、减速器附件：29十一 、参考文献29一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量：大批； 机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班；二、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒 故：3.电动机输出功率4.工作机转速电动机转速的可选范围： 取10005.选择电动机选电动机型号为Y132S6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功

3、率3Kw 电动机外形尺寸 中心高H外形尺寸底脚安装尺寸底脚螺栓直径 K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FCD1322161401238801086.理论总传动比7.传动比分配 故 ， 8.各轴转速9.各轴输入功率：10.电机输出转矩：11.各轴的转矩12.误差带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 P/Kw转矩 T/Nmm 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴2.94029246.875960199 轴2.910628954.4069604.26396 轴2.7950118949.432225.403.06696 轴2.6840348963.91173.46 轴2.630634547

4、4.27273.46198三、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，闭式。选用8级精度。四、齿轮传动校核计算（一）、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：式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：（2）初选=19, 则 式中： 大齿轮数； 高速级齿轮传动比。（3）由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数。（4）初取螺旋角。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献1 P

5、140图8.21取重合度系数=0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数（5）初取齿轮载荷系数=1.3。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数=2.79，=2.20 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数=1.56，=1.78（7）许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 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：和。 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数=1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 齿轮工作时间。 由参考文献

6、1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 所以 初算齿轮法面模数2 计算传动尺寸（1）计算载荷系数 由参考文献1 P130表8.3查得使用 由参考文献1 P131图8.7查得动载系数； 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数； 由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则（2）对进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。中心距 圆整为105mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。3校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8

7、.7 式中各参数：（1）齿数比。 （2）由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 （3）由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 （4）由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献1 P145公式8.26计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图8.28（）分别查得， 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。（二）、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

8、要参数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得：式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：（2）初选=23, 则 式中： 大齿轮数； 低速级齿轮传动比。（3）由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数（4）初取螺旋角。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献1 P140图8.21取重合度系数=0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数（5）初取齿轮载荷系数=1.3。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数=2.65，=2.28 由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数=1.57，=1.76（7）许用弯

9、曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 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：和。 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数=1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 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： 故许用弯曲应力为 所以 初算齿轮法面模数2 .计算传动尺寸（1）计算载荷系数 由参考文献1 P130表8.3查得使用由参考文献1 P131图8.7查得动载系数； 由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数； 由参考文献1 P133表8.4查得齿间载

10、荷分配系数，则（2）对进行修正，并圆整为标准模数由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。中心距 圆整为145mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比。 （2）由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 （3）由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 （4）由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献1 P145公式8.26计算许用接触应

11、力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图8.28（）分别查得， 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献1P193公式10.2可得：齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取输出轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。式中：由许用扭转应力确定的系数，由参考文献1P193表10.2，取六、校核轴及键的强度和轴承寿命：（一）、中间轴1.齿轮2（高速级从动轮）的

12、受力计算：由参考文献1P140公式8.16可知式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考文献1P140公式8.16可知式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：4.轴向外部轴向力合力为：5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向a-a剖面

13、右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为故a-a剖面右侧为危险截面。7.计算应力 初定齿轮2的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献2P135表11.28选择=108，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=40mm，连接键由P135表11.28选择=128，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。由，故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力8.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系

14、数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的9校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为

15、： 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求（二）、输入轴1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯

16、矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 由参考文献1P205附表10.1知：抗弯剖面模量抗扭剖面模量 弯曲应力扭剪应力6计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.

17、8，显然SS，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=87，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm 联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷

18、系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求（三）、输出轴1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为=44mm

19、，连接键由参考文献2P135表11.28选择=128，t=5mm,=28mm。 由参考文献1P205附表10.1知：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力6计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截

20、面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=108，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm联轴器处键连接的挤压应力齿轮选用双键连接，180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额定静负荷=20.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表

21、11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献2P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。八、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986），牌号选68号。润滑油在油池中的

22、深度保持在6880mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY14131980）。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。九、减速器附件：1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M616的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。2

23、.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M221.5。3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M201.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油

24、标尺型号选择为M12。5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。6定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A635。7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M1022。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。十一 、参考文献1 陈铁鸣主编机械设计第4版哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20062 王连明,宋宝玉主编机械设计课程设计第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20053 陈铁鸣, 王连明主编机械设计作业指导哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20034徐灏主编机械设计手册（第二版）北京：机械工业出版社，20045陈铁鸣主编新编机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20036王知行，刘廷荣主编.机械原理.北京：高等教育出版社，2005