一级斜齿圆柱齿轮减速器设计过程及计算说明

1、工作时间： 14400小时P入=7.5kwn入=950 r/mini=4.04允许偏差5%Pd=7.5Kn电动机转速950 r/min电动机型号为Y160L-6P电动 =11KWn电动=970r/minnI=950 r/minnII=235.15r/minPI=7.5kwPII=6.916kwTd=75394.737 Nmm题目：设计一级斜齿圆柱齿轮减速器设计过程及计算说明一、 传动方案(1） 工作条件：双向运转，中等冲击，两班制工作，每天工作16个小时，使用年限3年，每年工作300天。163003=14400小时（2）原始数据：输入功率P入=7.5kw；输入转速n入=950 r/min；传动

2、比i=4.04，允许偏差5%。二、电动机选择(1) 电机所需的工作功率：Pd=7.5KW(2) 确定电动机转速：n电动机转速950 r/min根据容量和转速，其技术参数及传动比的比较情况见下表1：(4) 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比, 因此选定电动机型号为Y160L-6，额定功率为Ped =11KW，满载转速n电动=970r/min。三、计算总传动比1、总传动比：i总=i传动=4.04四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电动= 970 r/min nI=950 r/min nII=nI/ i齿轮=950/4.04=235.1

3、5r/min2、计算各轴的功率（KW）PI=7.5kwPII=PI2轴承2齿轮=7.50.9920.972=6.916kw3、计算各轴扭矩（Nmm）Td = 9550Pd / n电动=95507.51000/950=75394.737 NmmTI=75394.737 NmmTII=280875.19 Nmmd154.51mma137.37mma=140mmTI=9550PI/nI=95507.51000/950=75394.737 NmmTII=9550PII/nII=95506.9161000/235.15=280875.19 Nmm五传动零件的设计计算- 斜齿圆柱齿轮传动设计计算由工程实际

4、可知，在闭式齿轮传动中，对于软尺面齿轮，按接触疲劳强度进行设计，弯曲疲劳强度校核。（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为260HBS（表16-4）。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220HBS（表16-4）由GB/T 3480-1997提供的线图可查得：Hlim1=700MpaHlim2=560MpaFlim1=240Mpa Flim2=190Mpa同时根据表16-7可以查得：SF=1.3 SH=1.1HP1=Hlim1 /SH=636Mpa HP2=Hlim2 /SH=509MpaFP1=Flim1 /SF =185

5、Mpa FP2=Flim2/SF =146Mpa (2) 按齿面接触疲劳强度设计由表16-5，取载荷系数K=1.3（电动机，中等冲击） 齿宽系数d=0.8（对称布置，软尺面）nI=950 r/min TI=75394.737 Nmm=i传动=4.04d132KTId1(ZEZHZHP1)2 mm ZE材料弹性系数； ZE=188.0ZH节点区域系数，标准齿轮ZH=2.5Z螺旋角系数，Z=2cos 初选螺旋角=14d154.51mm5.1.2.1 确定中心距a: ad12(1+i)=0.554.51(1+4.04) =137.37mm应该尽量圆整成尾数0或5，以利于制造和测量，所以初定a=140

6、mm。mn=2mmz1=27z2=109i=4.037=13.729d1=55.59mmd2=224.41mmd1=21.325mmL1=50mm一般z1=1730 初选z1=25，则z2=i传动z1=4.0425=101代入mn=2acosz1+z2=2140cos1425+101=2.156mm由标准取: mn=2mm，则z1+ z2=135.84 取136则：z1=z1+ z21+i=26.98 取 27z2=136-27=109则：i=4.037 与i传动=4.04比较起来，误差为0.91%，小于5%，所以可用。=cos-1m（z1+ z2）2a=13.729，满足要求。5.1.2.2

7、 小齿轮：d1=227/cos=55.59mm大齿轮：d2=2109/cos=224.41mm5.1.2.3 齿轮宽度 按强度要求，取齿宽系数为d=0.8则齿轮工作宽度为：b=d d1=0.855.59=44.472mm 取 50mm（3）按齿轮弯曲强度校核Flim1=2KT1bdmYfa Ysa=21.375394.73744.47255.5922.141.83=155.26MpaFP1=185Mpa通过本计算证明设计在安全范围内六轴的设计计算（1）输入轴.1按扭矩强度的设计计算选用40MnB调质，硬度为241286HBS（与先前设计的小齿轮对应）根据公式21-2：d=C3pn mmPI=

8、7.5kw nI=950 r/min 根据表21-2：C=10798 取C=102 则：d110237.5950=20.31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=21.325mm 取d1=25mm 长度L1=50mm6.1.1.2输入轴结构设计d2=33mmL2=70mmd3=40mmL3=31mmd4=47mmL4=13mmd5=42mmL5=48mmd6=40mmL6=31mmFt1=811.63NFr1=987.28NFAH=FBH=1356.27NFAV=FBV=493.64NMCV=29124.76 NmmMC=85155.39 NmmMe=96425.16 Nmm当直径变化处的端

9、面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可以取（68mm）。则：d2=33mm d3=40mm d4=47mm d5=42mm d6=40mm3段安装轴承，初选用7208AC型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度B=17mm，外径D=72mm L3=B+3+（23）=31mm考虑到齿轮端面与箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应该有一定距离。去套筒长为3+（23）=13mm，通过密封盖轴承段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应该有一定距离而定，因此取该段长度L2=70mm L4=13mm 5段长度应该略小于齿轮宽度，齿轮宽度取50mm L5=48mm L6=31mm按弯矩复合

10、强度计算小齿轮分度圆直径：d1=55.59mm 大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm求转矩：TI=75394.737 Nmm TII=280875.19 Nmm求圆周力：Ft1=2T1/d1=2712.53N Ft 2=2T2/d2=2503.23N求径向力Fr：Fr1= Ft1tan=2712.53tan200=987.28N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=118mm水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft1/2=2712.53/2=1356.27NC点弯矩：MCH= FAHLA/2=1356.27118/2=80019.93 Nmm垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr1/2=49

11、3.64NC点弯矩：MCV= FAVLA/2=493.64118/2=29124.76 Nmm合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=85155.39 Nmm扭矩：TI=75394.737 Nmm由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me=MC2+（T）2认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6，代入上式可得：Me=85155.392+（0.675394.737）2=96425.16 Nmm计算危险截面处轴的直径：输入轴选用40MnB调质，硬度为241286HBSB=980MPa -1b=100MPad3Me0.1-1b=396425.160.1100=21.28mm考虑到键槽对轴

12、的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0421.28=22.13mm小于初定直径33mm，通过本计算证明设计在安全范围内轴水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图转矩图合成弯矩图（2）输出轴.1 按扭矩强度的设计计算选用45钢调质，硬度为217255HBS（与先前设计的大齿轮对应）根据公式21-2：d=C3pn mmPII=6.916kw nII =235.15r/min根据表21-2：C=118107 取C=112 则：d111236.916725.25=34.57mm6.1.2.2输入轴轴结构设计d1=35mmL1=43mmd2=43mm L2=61mmd3=45mm，L3=46mmd4=47mm

13、，L4=48mmd5=59mm，L5=13mmd6=40，L6=31mmFt2=2503.23NFr2=911.10NFAH=FBH=1251.62NMCH=76348.82 NmmMCV=27788.55 NmmMC=81248.67 Nmm轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。1段d1取35mm L1=43mm2段安装密封件d2=43

14、mm L2=61mm3段安装轴承，初选用7209AC型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度B=19mm,外径D=80mm，d3=45mm，L3=46mm4段安装齿轮：d4=47mm，L4=48mm5段为轴环：d5=59mm，L5=13mm6段装轴承d6=40，L6=31mm按弯矩复合强度计算大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm求转矩： TII=280875.19 Nmm求圆周力：Ft2=2T2/d2=2503.23N求径向力Fr：Fr2= Ft2tan=2503.23tan200=911.10N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=122mm水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft2/2=25

15、03.23/2=1251.62NC点弯矩：MCH= FAHLA/2=1251.62122/2=76348.82 Nmm垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr2/2=455.55NC点弯矩：MCV= FAVLA/2=455.55122/2=27788.55 Nmm合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=81248.67 NmmMe=1878088.376Nmm轴水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图转矩图合成弯矩图扭矩：TII=280875.19 Nmm由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me=MC2+（T）2认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6，代入上式可得：Me=81248.6

16、72+（0.6280875.19）2=1878088.376 Nmm计算危险截面处轴的直径：输出轴选用45钢调质，硬度为217255HBSB=650MPa -1b=60MPad3Me0.1-1b=31878088.3760.160=31.47mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0431.47=32.73mm小于初定直径35mm，通过本计算证明设计在安全范围内七轴承的校核由机械手册查得：轴承7208AC的Cr=35.2kN C0r=24.5kN轴承6209的Cr=36.8kN C0r=27.2kNLh=14400小时C1=11261.36NC2=12774.91Np =30.16 MPa根据已知的工作寿命可知预计寿命为：Lh=163003=14400小时输入轴承受力：Fa1=0 Fr1=Fav2+Fah2=1443.31N 故P= Fr1=1443.31NC1=fp Pft（60n106）1=11261.36NCr=35200N，通过本计算证明设计在安全范围内温度系数ft=1 载荷性质（中等冲击）fp=1.2 nI=950 r/min输出轴承受力：Fa2=0 Fr2=Fav