二级斜齿圆柱齿轮减速器（2）

机械设计课程设计说明书题 目： 专 业： 学 生： 指 导 老 师： 日期： 年 月 日目录一、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=2500N d=260mm v=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 KwvFPw5.2102.查各零件传动效率值联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒 9.019.0297.0396.04故： 8540.96.7.09.024242321 3.电动机输出功率 KwPd 94.2850.4.工作机转速 min/46.73201.3606rdvnw电动机转速的可选范围： 取i/29385)8(riw10005.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电动机外形尺寸 中心高 H外形尺寸 hbL)2/(11 底脚安装尺寸 BA底脚螺栓直径K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FCD132 35)0/35(47216140 12 38801086.理论总传动比 07.1346.9总i7.传动比分配故 ， 取 i4.1总又 i263.4i06.i8.各轴转速 min/960rindi/14.253.4960in in/.7.ri 9.各轴输入功率：KwPd9106.2.94217950.2384.75.2KwP6390684110.电机输出转矩： mNnPTdd 875.29460.15.9105.96611.各轴的转矩 mNTd 406.2895.0875.29461mNi43.189 32 mNiT 91.34860.97.0.832 2751461mNT 748.329.0627.3454带12.误差 %02.113025748.3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 2.940 29246.875 960 1 99 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96 轴 2.7950 118949.432 225.40 轴 2.6840 348963.911 73.463.066 96 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98三、选择齿轮材料，热处理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：321FdSzYKTm式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩： mNT406.2895（2）初选 =19, 则1z 1312zi式中： 大齿轮数； 高速级齿轮传动比。i（3）由参考文献1 P144 表 8.6，选取齿宽系数 。5.0d（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：12 63.12cos)819(2.38cos)(.3821 z由参考文献1 P140 图 8.21 取重合度系数 =0.72 Y由式 8.2 得 642.01tan95.0318.tan318.0 zd由图 8.26 查得螺旋角系数 9（5）初取齿轮载荷系数 =1.3。tK（6）齿形系数 和应力修正系数 ：FYSY齿轮当量齿数为，30.21cos9331zv 51.862cos332zv由参考文献1 P130 图 8.19 查得齿形系数 =2.79， =2.201FYF由参考文献1 P130 图 8.20 查得应力修正系数 =1.56， =1.78S2SY（7）许用弯曲应力可由参考文献1 P147 公式 8.29 算得： FNlim由参考文献1 P146 图 8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和 。3401limFMPa3402limFPa由参考文献1 P147 表 8.7，取安全系数 =1.25。FS 小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为： 81 1034.25082196060 haLnN782 4.53.i式中： 齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；a齿轮工作时间。 kL由参考文献1 P147 图 8.30 查得弯曲强度寿命系数为： 0.121NY故许用弯曲应力为 MPaSYFN725.1340lim1=.li2F016.75.91FSY4.28.2FS所以 01.2FSY初算齿轮法面模数 tnm579.104.12cos195.05.07246283. cos1 FSdtnt YzYTK2 计算传动尺寸（1）计算载荷系数 K由参考文献1 P130 表 8.3 查得使用 0.1AKsmnzmndvt /541.2cos1069657.432cos106011 由参考文献1 P131 图 8.7 查得动载系数 ；.vK 由参考文献1 P132 图 8.11 查得齿向载荷分布系数 ；13.K由参考文献1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数 ，则47.13.0.KvA（2）对 进行修正，并圆整为标准模数tm74.13.579.13ttn由参考文献1 P124 按表 8.1，圆整为 m2（3）计算传动尺寸。中心距 zman 3.10cos2)89(cos)(1圆整为 105mm修正螺旋角 5471cs)(cs)(ar21 zn小齿轮分度圆直径 mmdn 90.3o11 大齿轮分度圆直径 zn 1.754cs8222 db9.0.31圆整 b=20mm取 ， mb20251式中： 小齿轮齿厚；1大齿轮齿厚。23校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135 公式 8.7 ubdKTZHE12式中各参数：（1）齿数比 。263.4iu（2）由参考文献1 P136 表 8.5 查得弹性系数 。MPaZE8.19 （3）由参考文献1 P136 图 8.14 查得节点区域系数 。38.2HZ（4）由参考文献1 P136 图 8.15 查得重合度系数 0（5）由参考文献1P142 图 8.24 查得螺旋角系数 97.（5）由参考文献1 P145 公式 8.26 计算许用接触应力HNSZlim式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146limH图 8.28（）分别查得 ，MPaH10lim； PaH102lim寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得 NZ， ；1N2Z安全系数，由参考文献1 P147 表 8.7 查得 。HS 0.1HS故 21 0. HMPa1 21187.692 63.419.308574.29.03HHEMaubdKTZ 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：321FdSzYKTm式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩： mN432.189（2）初选 =23, 则3z 712306.34zi式中： 大齿轮数； 低速级齿轮传动比。i（3）由参考文献1 P144 表 8.6，选取齿宽系数 5.0d（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：12 659.12cos)7231(.81cos)(.384 z由参考文献1 P140 图 8.21 取重合度系数 =0.71 Y由式 8.2 得 .01tan5.0318.tan318.0 zd由图 8.26 查得螺旋角系数 9（5）初取齿轮载荷系数 =1.3。tK（6）齿形系数 和应力修正系数 ：FYSY齿轮当量齿数为，039.241cos33zv 586.721cos334zv由参考文献1 P130 图 8.19 查得齿形系数 =2.65， =2.283FY4F由参考文献1 P130 图 8.20 查得应力修正系数 =1.57， =1.76SSY（7）许用弯曲应力可由参考文献1 P147 公式 8.29 算得： FNlim由参考文献1 P146 图 8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和 。340limFMPa340limFPa由参考文献1 P147 表 8.7，取安全系数 =1.25。FS小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循环次数分别为： 810693.25082194.560haLnN7834 .2i 式中： 齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；a齿轮工作时间。 kL由参考文献1 P147 图 8.30 查得弯曲强度寿命系数为： 0.143NY故许用弯曲应力为 MPaSYFN275.140lim3=.34li4F015.27.653FSY47.84FS所以 015.4FSY初算齿轮法面模数 tnm217.045.12cos235.09.0718942cos332 FSdtnt YzYTKm2 .计算传动尺寸（1）计算载荷系数 K由参考文献1 P130 表 8.3 查得使用 0.1AKsmnzmndvt /614.012cos069.537.2431cos061033 由参考文献1 P131 图 8.7 查得动载系数 ；.vK由参考文献1 P132 图 8.11 查得齿向载荷分布系数 ；4.由参考文献1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数 ，则170.07.1KvA（2）对 进行修正，并圆整为标准模数ntm428.3.1702.3 ttnK由参考文献1 P124 按表 8.1，圆整为 m（3）计算传动尺寸。中心距 zman 150.42cos)7(cos2)(43圆整为 145mm修正螺旋角 2931cs)(cs)(ar43 zn小齿轮分度圆直径 mmdn 57.02o33 大齿轮分度圆直径 zn 43.191cs744 db8.5.053圆整 b=35mm取 ， mb403式中： 小齿轮齿厚；3大齿轮齿厚。43.校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135 公式 8.7 ubdKTZHE123式中各参数：（1）齿数比 。06.3iu（2）由参考文献1 P136 表 8.5 查得弹性系数 。MPaZE8.19（3）由参考文献1 P136 图 8.14 查得节点区域系数 。42H（4）由参考文献1 P136 图 8.15 查得重合度系数 5.0（5）由参考文献1P142 图 8.24 查得螺旋角系数 98Z （5）由参考文献1 P145 公式 8.26 计算许用接触应力HNSZlim式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146limH图 8.28（）分别查得 ，MPaH10lim； PaH102lim寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得 NZ， ；3N4Z安全系数，由参考文献1 P147 表 8.7 查得 。HS 0.1HS故 43 10. HMPa1 23185.64 06.31795.30.182984.0.29HHEMaubdKTZ 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mnPCd34.15960.2133削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 5。中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度.214.733的削弱及轴承寿命的要求，最后取 md5输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度mnPC24.397.680133的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。md35式中： 由许用扭转应力确定的系数，由参考文献1P193 表 10.2，取C 106C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NdTFt 58.13901.742892 ttr 4.47costan5.3an22 NFra 12.01t49.t2 式中： 齿轮所受的圆周力，N ；t齿轮所受的径向力， N；2r 齿轮所受的轴向力， N； 2aF2.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NdTFt 72.3510957.421823 ttr 91.4costan.an33 NFra 03.2913t.1254t3 式中： 齿轮所受的圆周力，N ；t齿轮所受的径向力，N ；3r齿轮所受的轴向力， N；aF3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：mdMaH 756.14320.71.22 mNdFMaH 093.1682957.03.12334.轴向外部轴向力合力为： NFaA 91.2.17.23 5.计算轴承支反力：竖直方向，轴承 1 NFRttv 09.2576.1723轴承 2 ttv 1.4.38423水平方向，轴承 1 ，与所设NMFRHaaH 04.766.72323 方向相反。轴承 2 ，与所HaaH 95.2.14.8332设方向相反。轴承 1 的总支撑反力： NRVH 4.08.570.622211 轴承 2 的总支撑反力： 653149226.计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向 mNRMVa 97.03.5073.41水平方向 H5246b-b 剖面右侧，竖直方向 Vb 1.21.2水平方向 mNRH368390531a-a 剖面右侧合成弯矩为 MHaVa 79.105)2.68(7.095)( 2232b-b 剖面左侧合成弯矩为 mNbVb 38.)5.391.(3.4)( 2222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2d11.28 选择 =108，t=5mm, =25mm。齿轮 3 轴径为 =40mm，连接键由 P135 表hbl 3d11.28 选择 =128，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。31t由 mtmd 32.8293cos/25.1/)40957.(13 ，故齿轮 3 可与轴分离。m.7.9cos2cos/5.2 又 a-a 剖面右侧（齿轮 3 处）危险，故：抗弯剖面模量75.63402)(5140.2)()(1.0/ 23333 dtbW抗扭剖面模量.12)(.)()(./ 33233 tmT弯曲应力 MPaWMab .175.69080,2317cba扭剪应力 aT1.95.482MPTma6.38.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 =650MPaB弯曲疲劳极限 =300MPa1扭转疲劳极限 =155MPa由表 10.1 注查得材料等效系数： 1.0,2.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 92.0绝对尺寸系数由附图 10.1 查得： 78.0,2.键槽应力集中系数由附表 10.4 查得： （插值法）6251K由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 97.02.3.1782.0951 maKS 6.14.6.47.1ma .0.19.222 S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 MPablhdTP 3.104)25(83.194)(22 齿轮 3 处键连接的挤压应力 lP .7)(0.)(33由于键，轴，齿轮的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得 ，显PaP1502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rC定静负荷 =17.5KN0C轴承 1 的内部轴向力为： NRS3.1024.58.04.11 轴承 2 的内部轴向力为： 56922 故轴承 1 的轴向力 ，NSF3.101轴承 2 的轴向力 NA2.139.2 由 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：065.172,05.17320CC4.21e又 eRFeRFVV 503.64.2,4.0.5831 取 31,.;,2YXY故 NFPNP 6.24.13.2453.0,4.5082221 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0.Tf系数 ，寿命系数 。由 P218 公式 11.1c 得轴承 1 的寿命0.1Pf 3hfCnLPTh 60824.50.1394.256062 已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命 Lh8，故轴承寿命满足要求h（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NFa12.7NFr49.53NFt58.1392.平移轴向力所产生的弯矩为： mdMaH 84.3129.1.72113.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承 1 NFRtv 87.39165.3981轴承 2 tv 1.0.1水平方向，轴承 1 ， NMFRHrH 62.1684.349.56311 轴承 2 ，r 7.12.1轴承 1 的总支撑反力： VH 53.48.39.22 轴承 2 的总支撑反力： NR1042224.计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向 mNRMV 4.30178.9731水平方向 H65962其合成弯矩为 V 4.34.10.37221211a-a 剖面右侧，竖直方向 mN402水平方向MHH 61.7958.3146.105912其合成弯矩为 mNHV 2.3716.04.22222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 12.63509.1/3dmW抗扭剖面模量 4.7.5/3T弯曲应力 MPaMb 4.12.6391 0,45.cbaMPa扭剪应力 WT28.127689PaTma 4.6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 =650MPaB弯曲疲劳极限 =300MPa1扭转疲劳极限 =155MPa由表 10.1 注查得材料等效系数： 1.0,2.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 92.0绝对尺寸系数由附图 10.1 查得： 8.,4.由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 54.20.45.8.092131 maS .931.1.1ma 3.92.54.2S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hbl径为 =25mmd联轴器处键连接的挤压应力 MPaldhTP 68.20)4(25.89)(4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P15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rC定静负荷 =12.8KN0C轴承 1 的内部轴向力为： NRS01.6753.41.0.11 轴承 2 的内部轴向力为： 8222由于 21 .38.70.6SNFSa 故轴承 1 的轴向力 ，NFSa 76.1.64121 轴承 2 的轴向力 .由 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：034.128,0.18.30CCF4.,.21e又 2211 4.015.863,63.05.7eRFeRVV 取 ,;4,1YXYX故 NFPNP 5.687.214.53174.0,5.0821112 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0.Tf系数 ，寿命系数 。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命0.1Pf 3 hPfCnLTh 726315.08.96016013已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命 Lh40，故轴承寿命满足要求h（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NFa03.14NFr91.25NFt72.3542.平移轴向力所产生的弯矩为： mNdFMaH 26.39204.13.2443.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承 1 FRtv 9.210673.5734轴承 2 NVtv 8.4.14水平方向，轴承 1 ， MFHrH 65.1073162.397.256734 轴承 2 ，Rr .8.09.14轴承 1 的总支撑反力： NVH 36.275.73.221 轴承 2 的总支撑反力： 914224.计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向 mNRMV 7.90253.131水平方向 H461074其合成弯矩为 V 56.079.925221211a-a 剖面右侧，竖直方向 mNV2水平方向 RMH 8.13276.873其合成弯矩为 mNV 54.916.905222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4d=128， t=5mm, =28mm。hb2l由参考文献1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量 35.74812)(514.02)()(1.0/ 234343 dtbmW抗扭剖面模量.94)(.)()(./ 2342343tT弯曲应力 MPaWMb 61.35.781090,cba扭剪应力 aT81.275.19346MPTma .026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 =650MPaB弯曲疲劳极限 =300MPa1扭转疲劳极限 =155MPa由表 10.1 注查得材料等效系数： 1.0,2.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 92.0绝对尺寸系数由附图 10.1 查得： 78.,.键槽应力集中系数由附表 10.4 查得： （插值法）236K由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 49.02.918.09231 maKS 1.3.7.51 ma8.21.349.622S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hbl径为 =35mmd联轴器处键连接的挤压应力 MPaldhTP 0.3)17(359.46)(4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 blP 92.)28(4.)(23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PaP150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rC定静负荷 =20.5KN0C轴承 1 的内部轴向力为： NRS94.63.274.0.11 轴承 2 的内部轴向力为： 5022由于 14 9.83.6.50SNFSa 轴承 1 的轴向力 S491故轴承 2 的轴向力 NFa 9.64503.62 由 由参考文献1P220 表 11.12 可查1.05,46.05.901CCF得： .,43.21e又 2211 51.097.64,4.036.279eRFeRFVV 取 .,.;,2YXY故 NFPNP 9.1456.4.197.254.0,86.372221 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0.Tf系数 ，寿命系数 。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命0.1Pf 3hfCnLPTh 53636 10.86.70.194.720已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命 Lh24，故轴承寿命满足要求h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