二级斜齿减速箱课程设计说明书.doc

2 传动方案的拟定及说明传动机构类型为：展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。3 电动机的选择3.1电动机类型和结构的选择按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。3.2电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw Pw10kW2） 电动机的输出功率PdPw/滑轮滚筒轴承4齿2联=0.81Pd12.3kW 3.3确定电动机转速 滚动工作的转速为 n=601000v/D D取250 所以n=6010001/250=76.43 r/min3.4电动机转速的选择圆柱斜齿二级减速器传动比取i1=840所以电动机转速的可选范围为ndi1nw=（840）76.43=6113057r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min3.5电动机型号的确定查出电动机型号为Y160L-4,其额定功率为15kW，满载转速1440r/min。其主要性能如下表表1 电动机Y160L-4的性能型号额定功率（KW）满载时起动转矩/额定功率最大转矩/额定转矩转速r/min电流（380V）时A效率功率因数Y160L-415144039.588.50.85142.3 电动机主要外形和安装尺寸列于下表表2 电动机Y160L-4的主要外形和安装尺寸中心高H外形尺寸L(CA/2+AD) HD底脚安装尺寸AB底脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD160650432.5385254254154211012443.6确定传动装置的总传动比及分配传动比3.6.1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnm=1440nw76.43i=18.843.6.2合理分配各级传动比因为i18.84，取i19，i1=5.5，i2=i/i1=3.45，取i2=3.54 计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速到低速依次定为I轴、II轴、II轴、滚筒轴4.1各轴转速 I轴 n1=nm=1440 r/min II轴 n2=n1/i1=1440/505=261.82 r/min III轴 n3=n2/i2=261.82/3.5=74.81 r/min 滚筒轴 n4=n3=74.81 r/min4.2各轴输入功率 I轴 P1=Pd=12.3KW II轴 P2=P112=P134=12.30.980.97=11.69KW III轴 P3=P223=P234=11.690.980.97=11.11KW 滚筒轴 P4=P334=P335=11.110.980.99=10.78KW 1-3轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.984.3各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 Td=9550 Pd/n轴=955012.3/1440=81.57Nm 1-3轴输入转矩 I轴 T1=Td=81.57Nm II轴 T2=T1i112=T1i134=81.575.50.980.97=426.47Nm III轴 T3=T2i223=T2i234=426.473.50.980.97=1418.91Nm 滚筒轴 T4=T334=T335=1418.910.980.99=1376.63Nm 1-3轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98表3 各轴转速，输入、输出功率，输入、输出转矩，传动比，效率项 目电动机轴高速轴I轴中间轴II轴低速轴III轴滚筒轴转速（r/min）1440 1440261.8274.8174.81功率P（kW） 输入12.311.6911.1110.78输出12.312.0511.4610.8910.56转矩T（Nm）输入81.57426.471418.911376.63输出81.5779.94417.941390.531349.10传动比15.53.51效率10.950.950.975 传动件设计计算5.1高速级齿轮的计算及校核5.1.1选精度等级、材料及齿数材料及热处理；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，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数z2137的；选取螺旋角。初选螺旋角145.1.2按齿面接触强度设计dt确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6选取区域系数ZH2.433选取齿宽系数d1查表得10.75，20.87，则121.62查表得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解 除疲劳强度极限Hlim2550MPa；计算应力循环次数N160n1jLh6014401（283655）2.523109 N2N1/i12.523109/5.5=4.587108查得接触疲劳寿命系数KHN10.88；KHN20.91计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，得 H10.88600MPa528MPa H20.91550MPa500.5MPa HH1H2/2514.25MPa计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t=53.55mm计算圆周速度v=4.04m/s计算齿宽b及模数mntb=dd1t=153.55mm=53.55mmmnt=2.08mmh=2.25mnt=2.252.08mm=4.68mmb/h=53.55/4.68=11.44计算纵向重合度=0.318125tan14=1.98计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=4.04m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.14；查表得KH的计算公式和直齿轮的相同，故KH=1.418查得KF=1.35,查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.141.41.418=2.26按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 d1=mm=60.08mm计算模数mn mn=mm=2.33mm5.1.3按齿根弯曲强度设计 mn确定计算参数计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.141.41.35=2.15根据纵向重合度=1.98，查得螺旋角影响系数 Y0.88计算当量齿数Zv1=z1/cos=25/cos14=27.37Zv2=z2/cos=137/cos14=150查取齿型系数,查得YFa1=2.564；Yfa2=2.14查取应力校正系数,查得Ysa1=1.603；Ysa2=1.83计算FFE1=500MpaFE2=380MPaKFN1=0.89KFN2=0.94F1=317.86MpaF2=255.14MPa计算大、小齿轮的并加以比较=0.0129=0.0154 大齿轮的数值大。设计计算mn=1.64mm对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=60.08mm来计算应有的齿数。于是由Z1=60.08cos14/2=29.15取Z1=30，则Z2=1655.1.4几何尺寸计算计算中心距a=200.97mma圆整后取201mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=1425”因改变不多，故参数不必修正。计算小、大齿轮的分度圆直径d1=62mmd2=340mm计算齿轮宽度 b=dd1=61.80mmB1=67mm，B2=62mm结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。5.2低速级齿轮的计算及校核5.2.1选精度等级、材料及齿数材料及热处理；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，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数z2137的,选取螺旋角。初选螺旋角145.2.2按齿面接触强度设计dt确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6选取区域系数ZH2.433选取齿宽系数d1查表得10.75，20.87，则121.62查表得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解 除疲劳强度极限Hlim2550MPa；计算应力循环次数N160n1jLh60261.821（283655）4.587108 N2N1/i14.587108/3.5=1.311108查得接触疲劳寿命系数KHN10.94；KHN20.98计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得 H10.94600MPa564MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2551.5MPa计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t=91.23mm计算圆周速度v=1.25m/s计算齿宽b及模数mntb=dd1t=191.23mm=91.23mmmnt=3.54mmh=2.25mnt=2.253.54mm=7.97mmb/h=91.23/7.97=11.45计算纵向重合度=0.318125tan14=1.98计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.25m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.1；查表得KH的计算公式和直齿轮的相同，故KH=1.429查得KF=1.35查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.11.41.429=2.20按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 d1=mm=101.45mm计算模数mn mn=mm=3.94mm5.2.3按齿根弯曲强度设计 mn确定计算参数计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.11.41.35=2.08根据纵向重合度=1.98，查得螺旋角影响系数 Y0.88计算当量齿数Zv1=z1/cos=25/cos14=27.37 Zv2=z2/cos=137/cos14=150查取齿型系数查得YFa1=2.564；Yfa2=2.14查取应力校正系数查得Ysa1=1.603；Ysa2=1.83计算FFE1=500MpaFE2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.96F1=339.29MpaF2=260.57MPa计算大、小齿轮的并加以比较=0.0121=0.015 大齿轮的数值大。设计计算mn=2.79mm对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3.0，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=101.45mm来计算应有的齿数。于是由Z1=101.45cos14/3=32.81取Z1=33，则Z2=1165.2.4几何尺寸计算计算中心距a=230.34mma圆整后取230mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=133914”因改变不多，故参数不必修正。计算小、大齿轮的分度圆直径d1=102mmd2=358mm计算齿轮宽度 b=dd1=102.03mmB1=107mm，B2=102mm结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。表4 各齿轮的参数高速级齿轮低速级齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮齿数Z1653011633分度圆直径d（mm）34062358102齿宽B（mm）6267102107模数m2233螺旋角1425”1425”133914”133914”6 轴的设计计算6.1I轴：6.1.1初步确定轴的最小直径拟定输入轴齿轮为右旋，选取轴的材料为45钢。查表得Ao=126dmin=25.76mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-II。为了是所选的轴直径dI-II与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=Ka T1，考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.3，则： Tca= Ka T1=1.381.57103 Nmm=106041 Nmm=106.041 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查得选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315 Nm。半联轴器的孔径d1=28mm，故取dI-II=28mm，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的榖孔长度L1=44mm6.1.2求作用在齿轮上的受力Ft=281.57103/61.80 N=2639.8NFr=Ft=2639.8 N=990.2NFa=Fttan=2639.8tan N=658.18N6.1.3轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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，故取II-III段的直径dII-III=33mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的榖孔长度L1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比 L1略短一点，现取LI-II=42mm。初步选择滚动轴承。因轴承受有径向力同时受到轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII-III=33mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸dDT=35mm80mm22.75mm，故dIII-IV=dVII-VIII=35mm；左端的轴承采用轴肩进行定位，轴肩高度h=（0.07-0.1）d，取h=2.5mm，则dIV-V=40mm。lIII-IV=22.75mm取安装齿轮处的轴端VI-VII的直径dVI-VII=40mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为67mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取lVI-VII=65mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=3mm，则轴环处的直径dV-VI=46mm。轴环宽度b1.4h，取lV-VI=5mm。轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据端盖的装拆及便与对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故取lII-III=50mm。取齿轮距箱体内壁距离a=10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=5mm，已知滚动轴承宽度T=22.75mm，高速级大齿轮轮毂长L=62mm。则 lIII-IV= lVII-VIII=T+S+a+2=22.75+5+10+2=39.75mm LIV-V=L+c+a-LV-VI=62+28+16+8-6=108mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按dVI-VII=40mm查得平键截面bh=12mm8mm，键槽用键铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的连接，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm7mm32mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径如图。6.1.4求轴上的载荷 经过计算，I轴的载荷如下图所示表5 输入轴的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=870.23N, FNH2=1769.57NFNV1=207.44N，FNV2=782.76N弯矩MMCH=145545.97 NmmMCV1=34694.34Nmm，MCV2=64382Nmm总弯矩MM1=149623.96Nmm，M2=159149.84Nmm扭矩TT=81560Nmm6.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=MPa=26MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得=60MPa。因此ca，故安全。6.1.6校核轴承=0，C故该轴承室安全的验算轴承30307的轴承寿命：Lh=2933778h29200h所以该轴承是安全的6.1.7键的校核 齿轮键的校核根据lVI-VII=65mm、dVI-VII=40mm，取键的尺寸为=12mm8mm56mm，校核键的连接强度许用挤压应力=100-120MPa，取平均值=110MPa，键的工作长度l=L-b=56-12=44mm，键与轮榖键槽的接触高度 k=0.5h=0.512 mm=6mm=30.9MPa=110MPa故该键是安全的联轴器键的校核根据lI-IV=42mm、dI-IV=28mm，取键的尺寸为8mm7mm32mm，校核键的连接强度许用挤压应力=100-120MPa，取平均值=110MPa，键的工作长度l=L-b=32-8=24mm，键与轮榖键槽的接触高度 k=0.5h=0.57 mm=3.5mm=69MPa0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径dIII-IV=61mm。取安装大齿轮处的轴端IV-V的直径dIV-V=53mm；齿轮的右端与右轴承之间用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为62mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取LIV-V=60mm。轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。因为II轴的大齿轮需要与I轴的小齿轮齿合，所以两齿轮的中心线必须对齐 所以，LV-VI=LVII-VIII+LVI-VII-（LIV-V-）=53.25mmLIII-IV的长度等于I轴两轴承之间的长度减去II轴的LI-II、LII-III、LIV-V、LV-VI的长度之和 所以 LIII-IV=22.75+108+5+65+50.75-27.25-105-60-53.25=6mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位 齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按dII-III=53mm查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键铣刀加工，长为90mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的连接，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；按dIV-V=53mm查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的连接，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径如图。6.2.4求轴上的载荷表6 中间轴的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=4888.8N, FNH2=6672.25NFNV1=2449.06N，FNV1=1627.34N弯矩MMBH=389881.8NmmMCH=548792.56NmmMBV1=195312.5NmmMBV2=301642.8NmmMCV1=133848.8NmmMCV1=240179.9Nmm总弯矩MMB1=436067.4Nmm，MB2=492946.4NmmMC1=564879.4Nmm， MC1=599048.9Nmm扭矩TT=426.4Nmm6.2.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ba=MPa=33MPaCa=MPa=40MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得=60MPa。因此ca，故安全。6.2.6校核轴承=0，C故该轴承是安全的验算30309的轴承寿命：Lh=1504972h29200h所以该轴承是安全的6.2.7键的校核 齿轮键的校核根据lII-III=105mm、lIV-V=60mm、dII-III=dIV-V=53mm，取两键的尺寸分别为16mm10mm90mm，16mm10mm56mm校核键的连接强度许用挤压应力=100-120MPa，取平均值=110MPa，两键的工作长度分别是l1=L1-b=90-16=74mm，l2=L2-b=56-16=40mm，两键与轮榖键槽的接触高度为k=0.5h=0.510 mm=5mm，=43.52MPa=110MPa=80.51MPa0.07d，故取h=7mm，则轴环处的直径dIII-IV=111mm。轴环宽度b1.4h，取LIII-IV=10mm。轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据端盖的装拆及便与对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故取lVI-VII=50mm。因为III轴的大齿轮需要与II轴的小齿轮齿合，所以两齿轮的中心线必须对齐 所以，LI-II=LI-II+LII-III-=27.25+105-=28.75mmLIV-V的长度等于II轴的长度减去III轴的LI-II、LII-III、LIII-IV、LV-VI的长度之和 所以, LIV-V=251.5-28.75-100-10-28=84.75mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按dII-III=97mm查得平键截面bh=28mm16mm，键槽用键铣刀加工，长为90mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的连接，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20mm12mm90mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径如图。6.3.4求轴上的载荷表7 输出轴的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5806.2N, FNH2=2598.2NFNV1=3584.7N，FNV1=432.1N弯矩MMCH=451432NmmMCV1=278710.4Nmm，MCV2=75077.4Nmm总弯矩MM1=530537.8Nmm，M2=457632.5Nmm扭矩TT=1418Nmm6.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=MPa=5.81MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得=60MPa。因此ca，故安全。6.3.6校核轴承=0，C故该轴承是安全的验算6217的轴承寿命：Lh=2369784h29200h所以该轴承是安全的6.3.7键的校核 齿轮键的校核根据lII-III=100mm、dII-III=97mm，取键的尺寸为=28mm16mm90mm，校核键的连接强度许用挤压应力=100-120MPa，取平均值=110MPa，键的工作长度l=L-b=90-28=62mm，键与轮榖键槽的接触高度 k=0.5h=0.516 mm=8mm=59M