斜齿轮减速箱(37页).doc

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1、- 两级斜齿圆柱齿轮减速器轴系设计说明书原始参数： 电机功率P/kW输入轴转速n1/rpm输出轴转速n2/rpm电机型号 5.5 720 288 Y160M2-8详细设计如下：计算及说明结果一、总体传动方案设计 (一)计算传动装置总传动比和各级传动比 （1）总传动比 （2）分配各级传动比：高速级传动比，低速级传动比 通常取=（1.11.5）则 （二）计算传动装置的运动参数1.各轴转速：减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴。 2各轴的输入功率3 各轴的转矩将计算结果汇总列表备用I轴II轴III轴n(r/min)720230.0395.05P(KW)5.455.134.83T(Nm)72.29

2、212.98485.29二、齿轮设计计算（一） 高速级齿轮设计1、选择精度等级，材料和齿轮齿数 1）材料：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.2）精度等级选7级精度3）选择小齿轮齿数为=23，则大齿轮的齿数=取=724）选取螺旋角=142、按齿面接触强度计算 1）确定式中各值(1) 试取载荷系数为Kt=1.7(2) 由机械设计 高等教育出版社第八版（下同）图10-30取区域系数=2.433(3) 由表10-7取齿宽系数=1(4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=18

3、9.8.(5) 由图10-26查得， (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.(7) 应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1由 式 则(8) 小齿轮传递的转矩2） 计算(1)小齿轮分度圆直径. mm(2)计算圆周速度 (3)宽度b及模数 (4)计算纵向重合度 (5)计算载荷系数K 由表10-2得使用系数.25 根据v=2.02m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数 ，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得=1.2(6)按实际载荷系数下的校正分

4、度圆直径 (7) 计算模数 3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）确定参数 1)计算载荷系数 2)根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数 3)计算当量齿数 4)由表10-5查得齿形系数为 5) 应力矫正系数: 6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命取 8）计算弯曲疲劳许用盈应力，取s=1.4，由式10-12得 9）计算(2)设计计算 综合考虑取m=2 mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数 取为294几何尺寸的计算 （1）计算几何中心

5、距圆整后取中心距124mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数 （3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 (二)低速级齿轮设计计算1、选择精度等级，材料和齿轮齿数 1）材料：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS. 大齿轮材料为45号钢硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.2）精度等级选7级精度3）选择小齿轮齿数为，则大齿轮的齿数 取614）选取螺旋角2、按齿面接触强度计算 (1)确定式中各值1)试取载荷系数为Kt=1.72)由机械设计（下同）图10-30取区域系数3)由表10-7取齿宽系数=14)由表10-6查得

6、材料弹性影响系数=189.8.5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.6）由图10-26查得， 7)应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1由 式 则=560.25Mpa(2）计算1)小齿轮分度圆直径. 2)计算圆周速度3)宽度b及模数4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=0.91m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径7)计算模数3.按齿根弯曲

7、强度设计由式（10-17）（1）确定参数1)计算载荷系数 2)根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数 3)计算当量齿数 4)由表10-5查得齿形系数为 5)应力矫正系数: 6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小大齿轮的寿命 取 8）计算弯曲疲劳许用盈应力，取s=1.4，由式10-12得9）计算(2)设计计算 综合考虑取m=2.5 mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数 经估算取32中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。故取=35，为保证磨合均匀，故取=83验算总传

8、动比： 传动比误差：，所以传动比合理。4几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距圆整后取中心距a152mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度三轴的结构设计计算 （一） 高速轴的结构设计 1、已知该轴的功率，转速，转矩 =5.45KW， =720 r/min , =7.229Nmm 2.、求作用在齿轮上的力 已知该轴上小齿轮的分度圆直径为 3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40cr调质处理。根据表15-3，取，于是得显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。按安装两个键槽处增大直径7

9、，得同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为，查表14-1考虑转矩的变化，取，则：=按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用LZ3型弹性柱销式联轴器（LZ3联轴器）。其从动端公称转矩为630N.m,直径25mm,则取，半联轴器的长度为44mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1取40mm。4、轴的结构 （1）拟订轴上各零件的装配方案 根据设计要求，选择如图的方案，因为轴经与小齿轮的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案。 （2）初步选择轴承 因轴承同时受经向和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求，根据，由轴承目录中初步选择中窄（3）系列，型号为7306C，尺寸，轴上其他尺寸见

10、下图。 （3）键的选择 根据机械设计表6-1查得键的相应尺寸B=8,h=7代号为 键。（二）中间轴的设计 1已知该轴的功率，转速，转矩 ， , =2.1298Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 该轴上小齿轮的分度圆直径为 3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40cr调质处理。根据表15-3，取，于是得 中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7307C取d=35mm，尺寸外形为 35mm80mm21mm. 4轴的结构设计 安装大齿轮处的键型号为 安装小齿轮处的键型号为 键轴上其余尺寸见下图：（三）低速轴的设计1已知该轴的功率，转速

11、，转矩 =4.83KW， =95.05 r/min , =485290Nmm ，2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上齿轮的分度圆直径为 3、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取，于是得。 安装两个键槽增大直径7，得,取，此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径，选取联轴器的型号为LZ3，选择轴承代号为7310C，外形尺寸为 4 轴的结构设计 安装大齿轮的键型号为 安装联轴器处的键为 轴上其他尺寸见下图：四.轴、轴承、键的校核 （一）各轴上的载荷 1.高速轴的校核 1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: 水平面内受力分析：竖直面内受力分

12、析：矢量合成：扭矩：图中弯矩最大处截面既为危险截面也即齿宽中点处。2）弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取 d 取齿轮的齿底圆直径为56mm. 轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3） 精确校核轴的疲劳强度 I II III IV V VIa )确定危险截面由图可知截面弯矩较大，仅次于，且截面受扭，截面不受扭，故确定截面为危险截面。b )IV截面左侧 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得： 有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2并用插值法可得： 又由附图3-1查得： 由附图3-2，3-3得： 轴按磨削加工，由附图3-4查得：

13、 轴未经表面处理，即： 因此该截面的强度是足够的。b )IV右侧面 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得： 有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得： 又由附图3-1查得： 由附图3-2，3-3得： 轴按磨削加工，由附图3-4查得： 轴未经表面处理，即： 因此该截面的强度是足够的。2.中间轴的校核1），中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: 水平面内受力：竖直面内受力：矢量合成：扭矩：危险截面既为弯矩最大的截面。2）.弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为：轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3）精

14、确校核轴的疲劳强度 I II III IV a)确定危险截面 由弯矩图和轴结构图可知，I、II截面弯矩较大。且II截面受扭，I截面不受扭，故确定II为危险截面。b)截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得： 初选H7/k6配合，由附表3-8得： 轴按磨削加工，由附图3-4查得： 轴未经表面处理，即： 因此该截面的强度是足够的。c）截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。2.低速轴的校

15、核1）低速轴的弯扭组合强度的校核分析受力如图: 竖直面内受力：矢量合成：扭矩：危险截面即为弯矩最大截面2）弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3） 精确校核轴的疲劳强度 I II III IV Va)确定危险截面由弯矩图可知，II截面弯矩较大，且II截面受扭，I截面不受扭，故确定II截面为危险截面b)II截面左侧 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得： 初选H7/k6配合，由附表3-8得： 轴按磨削加工，由附图3-4查得： 轴未经表面处理，即： 因此该截面的强度是足够的。c) II截面右侧

16、轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即： 因此该截面的强度是足够的。（二）、滚动轴承所有轴承预期寿命为三年。1. 高速轴的轴承轴承1：7306C轴承2：7306C机械设计手册上查不到7306C的轴承，但从网络途径了解到KOYO7306C轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷 1.求两轴承的计算轴向力和对于7306C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算：所以

17、2轴承被压紧，1轴承被放松 用线性插值法可得 ，误差不大，故确定 所以2轴承被压紧，1轴承被放松3求轴承当量动载荷和查表13-5并对未出现的值进行插值计算得：轴承1：轴承2：因为有轻微冲击，按表13-6 4.验算轴承寿命因为= 所以寿命合格。2. 中间轴的轴承轴承1：7307C轴承2：7307C机械设计手册上查不到7307C的轴承，但从网络途径了解到KOYO7307C轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷 1.求两轴承的计算轴向力和对于7307C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算： 用线性插值法可得 ，误差不

18、大，故确定 所以2轴承被压紧，1轴承被放松3求轴承当量动载荷和查表13-5并对未出现的值进行插值计算得：轴承1：轴承2：因为有轻微冲击，按表13-6 4.验算轴承寿命因为= 所以寿命合格。3. 低速轴的轴承轴承1：7310C轴承2：7310C机械设计手册上查不到7310C的轴承，但从网络途径了解到KOYO7310C轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷 1.求两轴承的计算轴向力和对于7310C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算： 用线性插值法可得 ，误差不大，故确定 所以1轴承被压紧，2轴承被放松3求轴承当量

19、动载荷和查表13-5并对未出现的值进行插值计算得：轴承1：轴承2：因为有轻微冲击，按表13-6 4.验算轴承寿命因为= 至此所有轴承校核已经结束，且所有轴承都合格。根据表13-10,本减速箱轴承内密封均采用封油环方式密封。(三).键的设计和计算1.高速轴上同联轴器相连的键的设计a)选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键.材料为45钢根据 d=25mm查表6-2取： 键宽 b=8mm h=7mm L=36mm b)校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=40-4=36mm由式（6-1）得： 所以键比较安全.键的代号为2.中间轴上定为高速级大齿轮键的设计大齿轮处：a）

20、选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=39mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=50mmb)校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=50-12mm=38mmc)键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.键代号为小齿轮处a)选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=39mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=80mm 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=80-12mm=68

21、mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.键代号为 C.低速级大齿轮键和联轴器相连的键的设计联轴器处：a)选择键联接的类型和尺寸用于轴端面连接所以用单圆头平键根据 d=42mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=80mmb)校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=80-6mm=74mmc)键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.键代号为齿轮处：a）选择键联接的类型和尺寸用于轴中间连接，故用双圆头平键根据 d=60mm查表取： 键宽 b=18mm h=11mm L=80mmb)校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=80-18mm=62mmc)键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.511=5.5mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.键代号为 参考文献：【1】濮良贵，纪名刚，陈国定，吴立言. 机械设计.北京：高等教育出版社，2007【2】 戴枝荣，张远明. 工程材料.东南大学：高等教育出版社，2006.【3】朱辉，曹光，唐保宁，陈大复.画法几何及工程制图.东华大学：上海科学技术出版社，2010. -第 37 页-