二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书毕业设计

二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书目录TOC\o"1-3"\u（一）电动机的选择 31、选择电动机的类型 32、确定电动机的转速 33、选择电动机 3（二）计算传动装置的总传动比ⅰ∑并分配传动比 41、计算运动装置的总传动比 42、分配传动比 4（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数 41、各轴的转速 42、各轴的输入功率 53、各轴的输入转矩 5（四）传动零件的设计计算 61、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 6（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数 6（2）按齿面接触面强度设计 6（3）按齿根弯曲强度设计 8（4）几何尺寸计算 102、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 101、选定齿轮的精度等级、材料及齿数 102、按齿面接触面强度设计 113、按齿根弯曲强度设计 134、几何尺寸计算 14（五）轴的设计 161、中间轴的设计 16（1）作用在齿轮上的力 16（2）确定轴的最小直径 16（3）轴的结构设计 16（4）中间轴的校核 172、高速轴的设计 20（1）作用在齿轮上的力 20（2)确定轴的最小直径 20（3）选择联轴器 20（4）轴的结构设计 213、低速轴的设计 22（1）作用在齿轮上的力 22（2)确定轴的最小直径 22（3）选择联轴器 22（4)轴的结构设 22（六）轴承寿命的校核 241、中间轴承的校核 24（1）轴承所受的轴向力和径向力 24（2）求轴承的当量动载荷 24（3）验算轴承寿命 25(七)箱体结构及减速器附件设计 251、减速器箱体结构表 252、箱体附件的设计 26（一）电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。1）选择电极的容量工作及输入功率PW=2.95KW从电动机到工作机之间的总效率为分别为η∑=η12η24η32η4式中η1、η2、η3、η4分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由相关手册取η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.95，则η∑=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以电机所需功率为Pd=eqEQ\f(PW,η∑)=EQ\f(2.95KW,0.808)=3.651KW2、确定电动机的转速由相关手册推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比ⅰ∑′=8～40,而工作机的转速所以电动机转速可选范围符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。3、选择电动机根据电动机类型、容量和转速，有相关手册选定电动机型号Y132M1-6。其性能如下表：电动机型号额定功率/KW满载转速nm/（r/min）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-649602.02.0电动机的主要安装尺寸㎜型号HABCDEGKbhAABBFAL1Y132M1-613221617889388010x833122802101353156023818515（二）计算传动装置的总传动比ⅰ∑并分配传动比1、计算运动装置的总传动比总传动比ⅰ∑为式中为工作机输入转速2、分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，故高速级的传动比为：低速级的传动比为：（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1、各轴的转速Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴卷筒轴2、各轴的输入功率Ⅰ轴==3.651KWⅹ0.99=3.614KWⅡ轴==3.614KWⅹ0.98ⅹ0.97=3.435KWⅢ轴==3.435KWⅹ0.98ⅹ0.97=3.265KW卷筒轴=3.265KWⅹ0.99ⅹ0.98=3.168KW3、各轴的输入转矩电动机的输出转矩为Ⅰ轴==363200.99=35.957Ⅱ轴==35.9574.1510.980.97=141.884Ⅲ轴==141.8842.9650.980.97=399.904卷筒轴==399.9040.990.98=387.987将上述结果汇总于下表，以备查用。轴名功率P/KW转矩T/()转速n/(r/min)传动比i效率电机轴3.6513632096010.99Ⅰ轴3.6143595709604.1510.951Ⅱ轴3.43514188400231.272.9650.951Ⅲ轴3.265399904007810.970卷筒轴3.1683879870078（四）传动零件的设计计算斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度2）材料选择。由《机械设计》第八版表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数z1=24大齿轮齿数z2=z1=24ⅹ4.151=99.624,取z2=97.，则齿数比，可满足要求。选取螺旋角，初选螺旋角。（2）按齿面接触面强度设计确定公式内的各计算值1）试选2）计算小齿轮传递的扭矩9550000×3.614/960=3.595x1043）由表10-7选取齿宽系数=1.04）由表10-6查得材料弹性影响系数189.85）由图10-30选区域系数ZH=2.433.6）由图10-26查得，，则1.62.7）由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。8）由式10-13计算应力循环次数。=60x960x1(2x8x365x5)=1.682x109=1.682x109/4.042=4.16x1089)由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.91；=0.9410）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数s=1）=0.91x600MPa=546MPa =0.94x550MPa=517MPa（2）设计计算1)计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值==39.5122）计算圆周速度=3.14x39.512x960/60x1000m=1.9853)计算齿宽b及模数=1.0x39.512=39.512=1.5974)计算齿宽齿高比=2.25x1.597=3.593=10.9975)计算纵向重合度=0.318x1.0x24xtan14°=1.9036)计算载荷系数由工作条件，查表10-2得使用系数=1.00。根据v=1.985m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数=1.15；由表10-3查得=1.2由表10-4利用插值法查得=1.4498由图10-13查得=1.38。故载荷系数=1.00x1.15x1.2x1.4498=2.07)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得=44.5008)计算法面模数=1.799（3）按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数=1.00x1.15x1.2x1.38=1.9042)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa。3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.91，=0.95。4）计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4=325=257.8575)根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886)计算当量齿数=26.272=106.1847）查取齿形系数由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.1758）查取应力校正系数由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7959）计算大小齿轮的并加以比较。=0.01273=0.01514大齿轮的数值大。（2）设计计算=1.198由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取=1.5，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=44.5来计算应有的齿数。于是=28.785取=29，则=4.042x29=117（4）几何尺寸计算（1）计算中心距=112.852将中心距圆整为113。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=14°17′51″因值改变不多，故参数等不必修正。（3）计算打、小齿轮的分度圆直径=44.890=181.109（4）计算齿轮宽度=1x44.890=44.890圆整后取=45；=502、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数1)选用8级精度2）材料选择。由《机械设计》第八版表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数z1=24大齿轮齿数z2=z1=24ⅹ2.965=71.16,取z2=72.，则齿数比，可满足要求。4）选取螺旋角，初选螺旋角。2、按齿面接触面强度设计（1）确定公式内的各计算值1）试选2）计算小齿轮传递的扭矩9550000×3.435/231.27=3.595x1043）由表10-7选取齿宽系数=1.04）由表10-6查得材料弹性影响系数189.85）由图10-30选区域系数ZH=2.433.6）由图10-26查得，，则1.6057）由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。8）由式10-13计算应力循环次数。=60x231.27x1x(2x8x365x5)=4.052x108=4.052x109/3=1.351x1089)由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.94；=0.9610）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数s=1）=0.94x600MPa=564MPa =0.96x550MPa=528MPa（2）设计计算1)计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值==63.1362）计算圆周速度=3.14x63.136x231.27/60x1000m=0.7643)计算齿宽b及模数=1.0x63.136=63.136=2.5534)计算齿宽齿高比=2.25x2.553=5.744=10.9925)计算纵向重合度=0.318x1.0x24xtan14°=1.9036)计算载荷系数由工作条件，查表10-2得使用系数=1.00。根据v=0.764m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数=1.06；由表10-3查得=1.2由表10-4利用插值法查得=1.458由图10-13查得=1.4。故载荷系数=1.00x1.06x1.2x1.458=1.8557)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得=69.3458)计算法面模数=2.8043、按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数=1.00x1.06x1.2x1.4=1.7812)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa。3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.93，=0.97。4）计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4=332.143=263.2865)根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886)计算当量齿数=26.272=78.8177）查取齿形系数由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.2228）查取应力校正系数由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7699）计算大小齿轮的并加以比较。=0.01245=0.01493大齿轮的数值大。（2）设计计算=1.891由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取=2，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=69.345来计算应有的齿数。于是=33.642取=34，则=3x34=1024、几何尺寸计算（1）计算中心距=140.163将中心距圆整为141。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=15°18′14″因值改变不多，故参数等不必修正。（3）计算打、小齿轮的分度圆直径=70.5=211.5（4）计算齿轮宽度：=1x70.5=70.5圆整后取=71；=76齿轮的主要参数高速级低速级齿数2911734102中心距112.852140.163法面模数1.52端面模数1.5792.553螺旋角14°17′51″15°18′14″法面压力角端面压力角20°35′11″20°40′27″齿宽b50457671齿根高系数标准值11齿顶高系数0.96900.9810齿顶系数标准值0.250.25当量齿数26.272106.18426.27278.817分度圆直径44.89181.10970.5211.5齿顶高1.52齿根高1.8752.5齿全高3.3754.5齿顶圆直径47.89184.10974.5215.5齿根圆直径41.14177.35965.5206.5（五）轴的设计1、中间轴的设计 （1）作用在齿轮上的力 高速级齿轮上的力 低速级齿轮上的力（2）确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C=135.取=35（3）轴的结构设计轴的装配方案如下：1）查手册取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307.其尺寸dxDxT=35x80x22.75。故。轴承用套筒定位。2）取。齿轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07-0.1)=3。轴环宽度b≧1.4h=6.左端齿轮宽度B1=76,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴II-III段的尺寸应略短于齿轮宽度故取=74，同样由B2=45取=43。3）齿轮端面距机体内壁的距离△2≥=8取△2=10，滚动轴承与内壁应有一段距离s=44）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按查得平键截面bxh=12x8键长L=63，键槽距轴肩距离为5，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为，同样按选用平键bxhxL=12x8x36，键槽距轴肩距离为3。齿轮与轴配合为。5）确定圆角和倒角查表1-27取轴端倒角为C1.6，轴环两侧倒圆角R=4，其余倒圆角R=2 （4）中间轴的校核为使中间轴上的轴向力相互抵消，高速级上小齿轮用左旋，大齿轮用右旋。低速级上小齿轮用右旋，大齿轮用左旋。根据轴的结构，做出轴的计算简图水平方向：=2262.26N=40205.53N-1598.76N-2262.26N=164.51N铅垂方向：将各力移到轴心，产生附加弯矩=3880024100则N=-1260N=600.5N-1519N-（-1260N）=314.5NB截面的弯矩C截面的弯矩扭矩由弯矩、扭矩图可知B截面为危险截面。按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面。（危险截面）因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6。B截面的总弯矩：轴的计算应力：=25.04前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。，故安全。2、高速轴的设计（1）作用在齿轮上的力（2)确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C=135.该段轴上有一键槽，将计算值加大3%，应为18.32（3）选择联轴器根据传动装置的工作条件拟用HL型弹性柱销联轴器。计算转矩为式中：T—联轴器所传递的名义转矩K—工情况系数，查有关教科书得：工作机为带式运输机时K=1.25～1.5.该处取K=1.5.由手册HL型联轴器中HL1型联轴器就能满足传动转矩的要求（Tn=160N·m>Tc）。但其轴孔直径范围为d=(12～22)mm,满足不了电动机周径（d=38）的要求，最后选择HL3型联轴器（Tn=630N·m,[n]=5000r/min>n）.其轴孔直径d=(30～42)mm,可满足电动机的轴径要求。半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的孔毂长度。最后确定减速器高速轴轴伸处的直径（4）轴的结构设计轴的装配方案如下1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故II-III段的直径;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，I-II段的长度应比L1短一些，现取。2）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据，由手册查取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307其，故3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内壁的距离。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离为30mm.所以4）轴承用轴肩定位，取轴肩高度为3，则.至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。5）齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按查得平键截面bxh=8x7键长L=70，键槽距轴肩距离为56)确定圆角和倒角查表1-27取轴端倒角为C1.6，定位轴承的轴肩倒圆角R=2，其余倒圆角R=13、低速轴的设计（1）作用在齿轮上的力（2)确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C=112.（3）选择联轴器取K=1.3由=38.9联轴器的计算转矩：按照计算转矩小于联轴器公称转矩，由=38.9查表选取LH3型联轴器，其公称转矩为630。半联轴器孔径d1=40,轴孔长度L1=84（4)轴的结构设计轴的装配方案如下1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，VII-VIII轴段左端需制出一轴肩，故VI-VII段的直径;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，VII-VIII段的长度应比L1短一些，现取。2）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据，由手册查取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310其，故3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内壁的距离。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离为30mm.所以4）取。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07-0.1)=5。轴环宽度b≧1.4h=10.左端用套筒定位，齿轮宽度B2=71,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴II-III段的尺寸应略短于齿轮宽度故取=69，至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。5）联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按查得平键截面bxh=12x8键长L=70,键槽距轴肩距离为56）确定圆角和倒角查表1-27取轴端倒角为C1.6，轴环左侧倒圆角R=5，轴