二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书西安交教学文案.doc

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1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书西安交-机械设计课程设计说明书学院：西安交通大学机械学院专业：机械设计制造及其自动化班级：机设0602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

2、径13六、校核轴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=2500Nd=260mmv=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，额定功率3Kw电

3、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2.6306345474.27273.46198三、选择齿轮材料，热处理

4、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1P144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1P140图8.21取重合度系数=0.72由式8.2得由图8.26查得

5、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1P130图8.19查得齿形系数=2.79，=2.20由参考文献1P130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1P147公式8.29算得：由参考文献1P146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1P147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1P147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

6、尺寸（1）计算载荷系数由参考文献1P130表8.3查得使用由参考文献1P131图8.7查得动载系数；由参考文献1P132图8.11查得齿向载荷分布系数；由参考文献1P133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1P124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1P135公式8.7式中各参数：（1）齿数比。（2）由参考文献1P136表8.5查得弹性系数。（3）由参考文献1P136图8.14查得节点区域系数。（4）由参

7、考文献1P136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1P145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1P146图8.28（）分别查得，；寿命系数，由参考文献1P147图8.29查得，；安全系数，由参考文献1P147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1P144表8.6

8、，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1P140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1P130图8.19查得齿形系数=2.65，=2.28由参考文献1P130图8.20查得应力修正系数=1.57，=1.76（7）许用弯曲应力可由参考文献1P147公式8.29算得：由参考文献1P146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1P147表8.7，取安全系数=1.25。小齿轮3和大齿轮4的应力循

9、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1P147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1P130表8.3查得使用由参考文献1P131图8.7查得动载系数；由参考文献1P132图8.11查得齿向载荷分布系数；由参考文献1P133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1P124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

10、强度由参考文献1P135公式8.7式中各参数：（1）齿数比。（2）由参考文献1P136表8.5查得弹性系数。（3）由参考文献1P136图8.14查得节点区域系数。（4）由参考文献1P136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1P145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1P146图8.28（）分别查得，；寿命系数，由参考文献1P147图8.29查得，；安全系数，由参考文献1P147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

11、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

12、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

13、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

14、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：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

15、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

16、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=1.51.8，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

17、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

18、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，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

19、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

20、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

21、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

22、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.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

23、。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GB117-86A635。7.

24、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-