二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書

1、機械設計課程設計說明書學院：西安交通大學機械學院專業(yè)：機械設計制造及其自動化班級：機設0602姓名：XXX教師：XXX目錄一、設計數(shù)據(jù)及要求21.工作機有效功率22.查各零件傳動效率值23.電動機輸出功率34.工作機轉速35.選擇電動機36.理論總傳動比37.傳動比分配38.各軸轉速49.各軸輸入功率：410.電機輸出轉矩：411.各軸的轉矩412.誤差5三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級5四、齒輪傳動校核計算5（一）、高速級5（二）、低速級9五、初算軸徑13六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命：14（一）、中間軸14（二）、輸入軸20（三）、輸出軸24七、選擇聯(lián)軸器28八、潤滑方式28九、減速

2、器附件：29十一 、參考文獻29一、設計數(shù)據(jù)及要求 F=3300N d=350mm v=1.2m/s 機器年產量：大批； 機器工作環(huán)境：清潔；機器載荷特性：平穩(wěn)； 機器的最短工作年限：五年二班；二、 確定各軸功率、轉矩及電機型號1.工作機有效功率 2.查各零件傳動效率值聯(lián)軸器（彈性），軸承 ，齒輪 滾筒 故：3.電動機輸出功率4.工作機轉速電動機轉速的可選范圍： 取10005.選擇電動機選電動機型號為Y132S6，同步轉速1000r/min，滿載轉速960r/min，額定功率3Kw 電動機外形尺寸 中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸底腳螺栓直徑 K軸伸尺寸DE建聯(lián)接部分尺寸FCD1322161401

3、238801086.理論總傳動比7.傳動比分配 故 ， 8.各軸轉速 9.各軸輸入功率： 10.電機輸出轉矩：11.各軸的轉矩 12.誤差帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù) 軸 名功率 P/Kw轉矩 T/Nmm 轉速 n/r/min傳動比 i效率 /%電 機 軸2.94029246.875960199 軸2.910628954.4069604.26396 軸2.7950.432225.403.06696 軸2.6840.91173.46 軸2.6306.27273.46198三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為4055HRC，齒

4、輪均為硬齒面，閉式。選用8級精度。四、齒輪傳動校核計算（一）、高速級 1傳動主要尺寸因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻1P138公式8.13可得： 式中各參數(shù)為：（1）小齒輪傳遞的轉矩：（2）初選=19, 則 式中： 大齒輪數(shù)； 高速級齒輪傳動比。（3）由參考文獻1 P144表8.6，選取齒寬系數(shù)。（4）初取螺旋角。由參考文獻1P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度： 由參考文獻1 P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.72 由式8.2得 由圖8.26查得螺旋角系數(shù)（5）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。（6）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒輪當量

5、齒數(shù)為 ，由參考文獻1 P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.79，=2.20 由參考文獻1 P130圖8.20查得應力修正系數(shù)=1.56，=1.78（7）許用彎曲應力可由參考文獻1 P147公式8.29算得： 由參考文獻1 P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：和。 由參考文獻1 P147表8.7，取安全系數(shù)=1.25。 小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為： 式中：齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數(shù)； 齒輪工作時間。 由參考文獻1 P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為： 故許用彎曲應力為 = 所以 初算齒輪法面模數(shù) 2 計算傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 由參考文獻1 P

6、130表8.3查得使用 由參考文獻1 P131圖8.7查得動載系數(shù)； 由參考文獻1 P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)； 由參考文獻1 P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則 （2）對進行修正，并圓整為標準模數(shù) 由參考文獻1 P124按表8.1，圓整為 （3）計算傳動尺寸。中心距 圓整為105mm修正螺旋角 小齒輪分度圓直徑 大齒輪分度圓直徑 圓整b=20mm 取 ， 式中： 小齒輪齒厚； 大齒輪齒厚。3校核齒面接觸疲勞強度由參考文獻1 P135公式8.7 式中各參數(shù)：（1）齒數(shù)比。 （2）由參考文獻1 P136表8.5查得彈性系數(shù)。 （3）由參考文獻1 P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系

7、數(shù)。 （4）由參考文獻1 P136圖8.15查得重合度系數(shù) （5）由參考文獻1P142圖8.24查得螺旋角系數(shù) （5）由參考文獻1 P145公式8.26計算許用接觸應力 式中： 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P146圖8.28（）分別查得， ； 壽命系數(shù)，由參考文獻1 P147圖8.29查得 ，； 安全系數(shù)，由參考文獻1 P147表8.7查得。故 滿足齒面接觸疲勞強度。（二）、低速級1傳動主要尺寸因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻1P138公式8.13可得： 式中各參數(shù)為：（1）小齒輪傳遞的轉矩：（2）初選=23, 則 式中： 大齒輪數(shù)；

8、 低速級齒輪傳動比。（3）由參考文獻1 P144表8.6，選取齒寬系數(shù)（4）初取螺旋角。由參考文獻1P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度： 由參考文獻1 P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.71 由式8.2得 由圖8.26查得螺旋角系數(shù)（5）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。（6）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒輪當量齒數(shù)為 ，由參考文獻1 P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.65，=2.28 由參考文獻1 P130圖8.20查得應力修正系數(shù)=1.57，=1.76（7）許用彎曲應力可由參考文獻1 P147公式8.29算得： 由參考文獻1 P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：和。

9、 由參考文獻1 P147表8.7，取安全系數(shù)=1.25。 小齒輪3和大齒輪4的應力循環(huán)次數(shù)分別為： 式中：齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數(shù)； 齒輪工作時間。 由參考文獻1 P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為： 故許用彎曲應力為 = 所以 初算齒輪法面模數(shù) 2 .計算傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 由參考文獻1 P130表8.3查得使用 由參考文獻1 P131圖8.7查得動載系數(shù)； 由參考文獻1 P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)； 由參考文獻1 P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則 （2）對進行修正，并圓整為標準模數(shù) 由參考文獻1 P124按表8.1，圓整為 （3）計算傳動尺寸。中心距

10、 圓整為145mm修正螺旋角 小齒輪分度圓直徑 大齒輪分度圓直徑 圓整b=35mm 取 ， 式中： 小齒輪齒厚； 大齒輪齒厚。3.校核齒面接觸疲勞強度由參考文獻1 P135公式8.7 式中各參數(shù)： （1）齒數(shù)比。 （2）由參考文獻1 P136表8.5查得彈性系數(shù)。 （3）由參考文獻1 P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。 （4）由參考文獻1 P136圖8.15查得重合度系數(shù) （5）由參考文獻1P142圖8.24查得螺旋角系數(shù) （5）由參考文獻1 P145公式8.26計算許用接觸應力 式中： 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P146圖8.28（）分別查得， ； 壽命系數(shù)，由參考文獻1 P147圖8.

11、29查得 ，； 安全系數(shù)，由參考文獻1 P147表8.7查得。故 滿足齒面接觸疲勞強度。五、初算軸徑由參考文獻1P193公式10.2可得：齒輪軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。中間軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及軸承壽命的要求，最后取輸出軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取。式中：由許用扭轉應力確定的系數(shù)，由參考文獻1P193表10.2，取六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命：（一）、中間軸1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算：由參考文獻1P140公式8.16可知 式中：齒輪所受的圓周力，N； 齒輪所受的徑向力，N； 齒輪所受的

12、軸向力，N； 2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算： 由參考文獻1P140公式8.16可知 式中：齒輪所受的圓周力，N； 齒輪所受的徑向力，N； 齒輪所受的軸向力，N；3.齒輪的軸向力平移至軸上所產生的彎矩為： 4.軸向外部軸向力合力為：5.計算軸承支反力： 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ，與所設方向相反。 軸承2，與所設方向相反。 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力：6.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側，豎直方向 水平方向 b-b剖面右側，豎直方向 水平方向a-a剖面右側合成彎矩為 b-b剖面左側合成彎矩為故a-a剖面右側為危險截面。7.計算應力 初定齒輪2的軸徑為=38

13、mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻2P135表11.28選擇=108，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm，連接鍵由P135表11.28選擇=128，t=5mm,=32mm，轂槽深度=3.3mm。由，故齒輪3可與軸分離。又a-a剖面右側（齒輪3處）危險，故：抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應力 扭剪應力 8.計算安全系數(shù)對調質處理的45#鋼，由參考文獻1P192表10.1知:抗拉強度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉疲勞極限=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時的表面質量系數(shù)由參考文獻1P207附圖10.1查得絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：

14、鍵槽應力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法）由參考文獻1P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然SS，故危險截面是安全的9校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應力 齒輪3處鍵連接的擠壓應力由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻1查得，顯然鍵連接的強度足夠！10.計算軸承壽命 由參考文獻2P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負荷=23.5KN，基本額定靜負荷=17.5KN 軸承1的內部軸向力為： 軸承2的內部軸向力為： 故軸承1的軸向力，軸承2的軸向力由 由參考文獻1P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的

15、工作條件，查參考文獻1P218219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承1的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命，故軸承壽命滿足要求（二）、輸入軸1.計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力2.平移軸向力所產生的彎矩為：3.計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ， 軸承2， 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力：4.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 a-a剖面右側，豎直方向 水平方向 其合成

16、彎矩為危險截面在a-a剖面左側。5.計算截面應力 由參考文獻1P205附表10.1知：抗彎剖面模量抗扭剖面模量 彎曲應力 扭剪應力 6計算安全系數(shù)對調質處理的45#鋼，由參考文獻1P192表10.1知:抗拉強度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉疲勞極限=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時的表面質量系數(shù)由參考文獻1P207附圖10.1查得絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：由參考文獻1P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然SS，故危險截面是安全的7.校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻2P135表1

17、1.28選擇=87，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻1查得，顯然鍵連接的強度足夠！8.計算軸承壽命 由參考文獻2P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負荷=17.8KN，基本額定靜負荷=12.8KN 軸承1的內部軸向力為： 軸承2的內部軸向力為： 由于 故軸承1的軸向力，軸承2的軸向力由 由參考文獻1P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻1P218219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽

18、命，故軸承壽命滿足要求（三）、輸出軸1.計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力2.平移軸向力所產生的彎矩為：3.計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ， 軸承2， 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力：4.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 a-a剖面右側，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為危險截面在a-a剖面左側。5.計算截面應力 初定齒輪4的軸徑為=44mm，連接鍵由參考文獻2P135表11.28選擇=128，t=5mm,=28mm。 由參考文獻

19、1P205附表10.1知：抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應力 扭剪應力 6計算安全系數(shù)對調質處理的45#鋼，由參考文獻1P192表10.1知:抗拉強度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉疲勞極限=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時的表面質量系數(shù)由參考文獻1P207附圖10.1查得絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：鍵槽應力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法）由參考文獻1P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然SS，故危險截面是安全的7.校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻2P135表11.28選擇

20、=108，t=5mm,=70mm。軸徑為=35mm聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。 齒輪處鍵連接的擠壓應力由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻1查得，顯然鍵連接的強度足夠！8.計算軸承壽命 由參考文獻2P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負荷=26.8KN，基本額定靜負荷=20.5KN 軸承1的內部軸向力為： 軸承2的內部軸向力為： 由于軸承1的軸向力 故軸承2的軸向力由 由參考文獻1P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻1P218219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承

21、2的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命，故軸承壽命滿足要求七、選擇聯(lián)軸器由于電動機的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻2P127表13-1選擇聯(lián)軸器為HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉矩大，所選聯(lián)軸器的額定轉矩大，故選HL3型，孔徑取35mm。八、潤滑方式由于所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑?？紤]到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB59031986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在6880mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY14131980

22、）。牌號為ZL2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴?。所以要軸承與集體內壁之間設置擋油環(huán)。九、減速器附件：1.窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm，寬90mm。蓋板周圍分布6個M616的全螺紋螺栓。由于要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片?？紤]到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的紙封油圈即可?？紤]到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。2.通氣器：為防止由于機體密封而引起的機體內氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節(jié)的室內環(huán)境中，故選用結構簡單的通氣螺塞即可，其規(guī)格為M221.5。3.放油孔及放油螺塞