二级斜齿轮减速器设计.教材

1、课程设计目录一、传动方案的拟定及说明.1二、电动机的选择.1三、计算传动装置的运动和动力参数 .2四、传动件的设计计算 .3五、轴的设计计算.13六、滚动轴承的选择及计算.21七、键联接的选择及校核计算 .22八、 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择26九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .27一、传动方案的拟定及说明传动方案给疋为二级减速（包含开式齿轮轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，曳引链链轮转速：601000 v 6010000.35 oo ,.nw28 r / minzp6125开式齿轮的传动比为4

2、,二级齿轮传动比 840nd rwihig 28 4 （840）r/min 8964480/min 选用同步转速为1500 r/min的电动机作为原动机二、电动机选择1 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2.电动机容量1）曳引链的输出功率p w FW -F 6000 0.35 2.1kW1000 10002）电动机输出功率P dpd 也传动装置的总效率1 3 2 4 5式中，12为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器1 0.99 ；滚子轴承2 0.98;圆柱齿轮传动 3 0.97 ；开式齿轮

3、带传动4=0.96,链传动5=0.96则0.992 0.985 0.972 0.962 0.768故PdPw丄 2.734kW0.7683电动机额定功率 Ped考虑到起动载荷为名义载荷的1.5倍rw 28r/min0.768Pd 2.734kW由1表20-1选取电动机额定功率 Ped4kWi =841)、总传动比i =1440/2851.43选定电动机的型号为Y112M-4。主要性能如下表:电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y112M-44KW1440r/min2.22.64、计算传动装置的总传动比i并分配传动比2) 、分配传动比开式齿轮传动传动比i34，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动

4、比i ° = L 12.86i3二级减速器中：i1 =4.24i 2 =3.03高速级齿轮传动比i11.4*i 。<1.4*12.86 4.24i。12 86低速级齿轮传动比i2 3.03i14.24三、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：i轴、n轴、川轴。各轴转速为：n w1440r/ minn1440339.6r / mini 14.24n339.6112.1r / mini 23.032. 各轴输入功率按电动机所需功率 Pd计算各轴输入功率，即电动机的输出功率，F0 Fd 2.734kW第一根轴的功率，P Fd 12.7

5、34 0.99 2.71kW第二根轴的功率，P P 2 32.71 0.98 0.97 2.57kW第三根轴的功率，P P 2 32.57 0.98 0.97 2.45kW3. 各轴输入转矩 T(N?m)T1=9550x2.71/1440=17.97N ?mT2=9550x2.57/339.6=72.27N ?mT3=9550x2.45/112.仁208.72N ?m四、传动件的设计计算1、高速级齿轮传动设计 1)、选择材料及热处理方式减速器采用闭式软齿面 (HB<=350HBS),8级精度，查表10-1得确定公式中的各计算数值小齿轮40Cr调质处理HB1=280HBS大齿轮45钢调质处

6、理HB2=240HBS2)、按齿面接触强度计算：取小齿轮z1=20，则z2 = i2 z1，z2 =20 4.24=85，取Z2 =85并初步选定 3a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数 Zh=2.425c. 由图 10-26 查得 10.76,20.84,则121.603d. 计算小齿轮的转矩：17.97 10 N mm。确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度

7、，查表9-5得齿轮接触应力lim1 =600MPa 大齿轮的为Hm2 =550MPah.由式10-13计算应力循环次数9N160n 1jLh 60 1440 1 (6 16 300)2.5 10N292.5 104.2485.87 10K HN 2=0.96i.由图10-19取接触疲劳寿命系数 K hn 1 =0.90h 1 = Khni imi /S=540MpaH 2 = K HN2 lim 2 /S=528 MpaH =( H 1 + H 2)/2=543 Mpa d1t >=31.7mm3) 、计算(1) 计算圆周速度：V=d1t ji n1/60000=2.39m/s(2) 计

8、算齿宽B及模数mntB=0 dd1t =1X31.7mm=31.7mmmnt = d1t cos 3 / z1=1.53mmH=2.25 mnt =3.445mmB/H=31.7/3.445=9.2(3) 、计算纵向重合度=0.318 $ d z1tan 3 =1.704(4) 、计算载荷系数由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：KA 1.25,Kv1.12,Kh1.456,Kf 1.35,KhKf 1.2故载荷系数KkA Kv Kh Kh1.25 1.12 1.456 1.2 2.446(5) 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式10 10a得(6) 、计算模数mn

9、tmnt = d1 Cos 3 /Z1=1.76mm4) 、按齿根弯曲强度设计2KTY cos2 YF1Ysa1aZ2F13mni(1)、计算载荷系数：K Ka Kv Kf Kf1.25 1.121.2 1.352.268、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.85(3)、计算当量齿数齿形系数20Zv1爭 22.19，cos 15Zv2853cos 15,94.3(4)、由1图 10-5 查得 Yf1 2.72, YFa22.21由表10-5 查得 Ys11.57,a丿YS2 1.775a '由图10-20C 但得 FE1 =500 MPa fE2 =38

10、0 MPa由图10-18 取弯曲疲劳极限 Kfn1 =0.85, Kfn2=0.88计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:f 1 = K fn1fe 1 /S=303.57 MPaf 2 = K fn 2 fe2 /S=238.86 MPa(5)、计算大小齿轮的YF1Ysa1，并比较F1YF1Ysa12.72 1.57F1303.57YF2Ysa22.21 1.775F2238.84YF1Ysa1丫F2Ysa2，故F1F2且(6)、计算法向模数0.01470.01642YF2Ysa2 代入1式(11-15 )计算。F2mm 32 2268 1797 103 °85

11、cos215 0.01642 1.141 1.6202对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径 d1=36.5mm来计算应有的数，于是有：取 mn1 2mm/r、 rnrrd1 COS36.5 cos15丄（7） 、则 z,117.62，故取 z1=18mn2.则 z2 =i2 z-i =76，取 z276（8）、计算中心距a1mn（N z2）2 （18 76） 97.32mm2cos2 cos15“取 a1=97mm（9）、确定螺旋角mn（Z1Z2）1 arccos 2a2（1876）rarccos14.3 “297（10） 、计算大小齿轮分度圆直径：乙mn“d1=37 mmc

12、os14.3d2 =r 157mmcos14.3（11）、确定齿宽dad1 1 37 37mm取 B2 37mm，耳 42mm5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1） 、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相冋）（HB<=350HBS）,8级精度，查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB 1=280HBS大齿轮45钢调质处理HB 2=240HBS2） 、取小齿轮 z3=20，则 z4=i3 z3 3.03 20=60.6 取 z4=61，初步选定 3= 15°3)、按齿面接触强度计算：% J ，. a£/t /确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布

13、非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数zH2.425c. 由图 10-26 查得 0.76,0.85,1 2贝 U1.611 2d. 计算小齿轮的转矩：T2 72.27 103N mm确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力lim1 =600MPa 大齿轮的为Hm2 =550MPah.由式10-13计算应力循环系数8N160n 1jLh 60 339.6 1

14、 (6 16 300)5.89 10N25.89 1083.0381.94 10i. 由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.96KHn2=0.97H 1 = K HN1 Iim1 /S=576Mpah 2= K hn2 lim 2 /S=533.5 MpaH =( H 1+ H 2 )/2=554.8 Mpa d1t >=50.854)、计算(1) 、圆周速度：V=d1t 刃 n1/60000=0.904m/s(2) 、计算齿宽b及模数mntB=0 dd1t =1X50.85=50.85mmmnt = d1t cos 3 / z1 =2.456mmH=2.25 mnt =5.5

15、26mmb/h=50.85/5.526=9.2(3) 、计算纵向重合度=0.318 $ dZ1tan 3 =1.704a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka 1.25, Kv 1,Kh 1.465,Kf 1.36, Kh Kh 1.2故 载荷系数 K=1.25*1*1.2*1.465=2.2(4 )、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得ITd1 = d1t 一=56.54mm Kt(5)计算模数mntmnt = d1 cos 3 / Z3=2.73mm5) 、按齿根弯曲强度设计由式10-17mn12KT2Y cosYF1Ysa1F1a上式中KKa Kv

16、心心1.25 1 1.2 1.362.042 a Z1b根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数丫3 =0.85c计算当量齿数齿形系数20 19 61zv13“2219，Zv2367.7cos 15cos 15由1图 10-5 查得 YF12.72, YF2 2.28由图 10-20C 但得 fe1 =500 MPa fe2 =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限 Kfni=0.86, Kfn2=0.89d计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:f i = K fn 1 fe1 /S=307.14 MPaf 2 = K fn 2 fe2 /S=241.

17、57 MPae比较YfY1F1"1.5710.01363307.14YF2Ysa2F2228 1730.01633241.57且 YF1Ysa1斗2“2，故应将YF2Ysa2F1F2代入1式（11-15 ）计算。F2f法向模数m12KTYfY1 cos2a(U 1)乙2F121 1.61 202 2°4 3396 103 °85 COS215 0.01633 3对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径d1=55.6mm来计算应有的数，于是有：d1 cos取mn1 3mm 乙56.54 cos1518，故取z1 =18mn3.贝y z2 =i2 z1

18、=55g中心距mn(Z12cosz2)3 (18 型 113mm2 cos15'取 a1=113mmh确定螺旋角1 arccos2a3 (18 55)arccos1432 113i计算大小齿轮分度圆直径d3= Z3mn56mmcos143d4= "g170mmcos14.3”J 齿宽B4ad3 1 56 56mm取 B4 56mm, E33 61mm4）、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算1.高速轴I设计1） 按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取A 1002）初算轴的最小直径高速轴I为输入轴，最小直径处跟

19、 V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽, 故最小直径加大 6% dmin=13.1mm。考虑到此端要和联轴器的孔配合，故取 dmin =16mm高速轴工作简图如图（a）所示rndk1也d首先确定个段直径A段：d1=16mm由最小直径算出B段：d2=18mm根据油圭寸标准，选择毡圈孔径为18mm的C段：d3=20mm与轴承（角接触球轴承 7204）配合，取轴承内径D段：d4=26mm 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmE段：d5 =37mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指G段，d7=20mm,与轴承（角接触球轴承 7204）配合，取轴承内径F段：d6 =26mm,设计非定位轴肩取轴肩

20、高度h=3mm第二、确定各段轴的长度A 段：L1=45mmB段：L2=33mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取33mmC段：L3=20mm,与轴承（角接触球轴承 7204）配合，加上挡油盘长度 （参考减速器装配草图设计p24）L3 =B+A 3+2=10+8+2=20mmG段：L7=20mm,与轴承（角接触球轴承 7204）配合，加上挡油盘长度 （参考减速器装配草图设计p24）F 段：L6 6mm ， L6=A 2-2=8-2=6mmE段：L5 40mm，齿轮的齿宽EBi 40mmD段：L4 =80mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减在去箱体内已定长度后圆整得 L4=80mm2、轴

21、n的设计计算1） 、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取A 1002）初算轴的最小直径轴n的设计图如下:F-1丿ch山 rL V首先，确定各段的直径A段：d1=35mm,与轴承（角接触球轴承 7207）配合B段:d2 -40mm与齿轮孔配合C段：d3 -50mm定位轴肩，取 h-5mmD段：d4 -46mm,非定位轴肩E段：d5-35mm,与轴承（角接触球轴承 7207）配合F 段：d6 -33mmG段：d7 -30mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：Li-34mm,由轴承长度， 3， 2,挡油盘尺寸B段:L2-54mm齿轮齿宽减去

22、2mm便于女装C段：L3-6mm,轴环宽度，取圆整值D段：L4 -55mm由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5 -23mm,由轴承长度F段：L6-30mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 -50mm联轴器孔长度轴的校核计算，第一根轴与第二根轴各轴段直径远大于计算所得最小直径，且转矩小，无 需校核。第三根轴：求轴上载荷已知：Ft 2634N, Fr 963N,Fa 675N设该齿轮齿向是右旋，受力如图：Li 62.25mm ,L2121.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnhi 1186NFnh2 612NM H 75367N mm垂直支反力：Ma 46854N mm,Fn

23、v1 446N,Fnv2 228NMV1 27632 N mm,MV2 74472 N mmM179863N mm,合成弯矩1M2106325N mm由图可知，危险截面在B右边算得W=7830ca=M ca/W=15.23MPa<70MPa轴材料选用40Cr查手册 1 70MPa符合强度条件！六、滚动轴承的选择及计算1. I轴轴承型号为7204的角接触球轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1. FrNH 1 FNv1703? 1360?1531NFr2 FrNH 2 FNv 2<1136? 872? 1139N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 7204的角接触球轴承的基本

24、额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6 两轴承派生轴向力为：Fd1Fr1- 478N,Fd2&2一 356N2Y2Y因为 Fa Fd2 496N356N852N Fd1 356N轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松Fai Fa Fd2 852 N、Fa 2 Fdi 356N2） 计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp 1.5因为 Fa1852 0.56 e 0.37 X 10.4,Y11 .6Fr1531P1fp XFr1 YFa12963因为 Fa23560.312 e, X2 1,1 0Fr21139P2fp XFr2

25、YFa21709所以取P P22963 N3）校核轴承寿命663106 C10643.3 103 3Lh （_） h （） h 43750 h60n P60 14402963按一年300个工作日，每天2班制.寿命11年故所选轴承适用。2.n轴轴承1）计算轴承的径向载何：FMJfNh1FNv1V2446291722612NFr2JfNh2FNv2J1762652188N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 7205角接触球轴承的基本额 定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fd1 电 816N,Fd2 Fx2

26、59N2Y2Y因为 Fd1 Fa 816N496N1312N F'a Fd2 1193N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 Fa Fd1 1312N、Fa1 Fd2 59N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp 1.5因为0.026 e 0.37 X 11, Y10Fr1 2612p1fp XFr1 YFa13918N因为邑!3126.98 e, X20.4,Y21.6Fr2188P2fp XFr2 YFa23262 N所以取P p 3918N3）校核轴承寿命,106 ,C、10643.3 103、3 一 “c"“Lh （）h（） h 712365h60n P60

27、 339.63918按一年300个工作日，每天2班制.寿命15年故所选轴承适用。2.川轴轴承1）计算轴承的径向载何：FM JfNh 1 FNv1V29482 11072 3149NFr2 JfNh2 FNv2 J15132 268 1616N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 7207的角接触球轴承的基本 额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW e=0.4 , Y=1.5两轴承派生轴向力为：Fd1 FrL 1050N,Fd2 皂 539N2Y2Y因为 Fd1 Fa 1134N1050N2184N Fd2 539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 F

28、d1 1050N、Fa2 Fa Fd1 2184N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp 1.5因为1050 0.3334 e 0.37 X 11 , Y10Fr1 31495fp XFM YFa14724 N因为21841.35 e, X204丫21.5Fr21616p2fp XFr2 YFa25885 N所以取P F25885N3) 校核轴承寿命Lh10-(-)60n F106(90.8 103 )360 112.1(58851076572h按一年300个工作日，每天2班制.寿命24年故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算公称尺寸bx h轴的公称直 径(mm)键长度(mm)工作长度(mm)键类 型高速轴6X 5163529A中间 轴8x 7283426A低速 轴8X 7306456A12 x 8405543A由于键采用静联接，冲击轻微，材料选用45钢，所以许用挤压应力p 110MPa，所以上述键皆安全。满足设计要求八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm取 8mm机盖壁厚S 10.02a+3=6.06mm<8mm取 8mm机座凸缘厚度b1.