二展开式圆柱斜齿轮减速器方案说明书

1、目录< 一）电动机的选择 21、选择电动机的类型 22、确定电动机的转速 23、选择电动机 2<二）计算传动装置的总传动比 is并分配传动比31、计算运动装置的总传动比 32、分配传动比 3<三）计算传动装置各轴的运动和动力参数 31、各轴的转速 32、各轴的输入功率 43、各轴的输入转矩 4 <四）传动零件的设计计算 51、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 5<1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数 5 <2）按齿面接触面强度设计 5 <3）按齿根弯曲强度设计 7 <4）几何尺寸计算 92、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 91、选定齿轮的精度等级

2、、材料及齿数 92、按齿面接触面强度设计 103、按齿根弯曲强度设计 124、几何尺寸计算 13< 五）轴的设计 141、中间轴的设计 14<1）作用在齿轮上的力 14 <2）确定轴的最小直径 15 <3）轴的结构设计 15 <4）中间轴的校核 162、高速轴的设计 19<1）作用在齿轮上的力 19 <2> 确定轴的最小直径 19 <3）选择联轴器 19 <4）轴的结构设计 203、低速轴的设计 21<1）作用在齿轮上的力 21 <2> 确定轴的最小直径 21 <3）选择联轴器 21 <4> 轴的结

3、构设 21< 六）轴承寿命的校核 231、中间轴承的校核 23 <1）轴承所受的轴向力和径向力 23 <2）求轴承的当量动载荷 23 <3）验算轴承寿命 24（七 > 箱体结构及减速器附件设计 24 1减速器箱体结构表24 2、箱体附件的设计25<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_242n= n n n n式 中n、n、n、n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ni=0.99, n=°.98

4、, n=0.97, n=0.95，则n 刀=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以电机所需功率为Pd二错误！=错误!=3.651KWiH =840,而工作机的转速2、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所以电动机转速可选范围0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

5、如下表:电动机型号额定功率/KW满载转速nn/<r/min启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩电动机的主要安装尺寸mm型号HABCDEISIGKb3ahAABBFAL1Y132M1-613221617889388010 x833122802101353156023818515Y132M1-69602.02.0二）计算传动装置的总传动比is并分配传动比1、计算运动装置的总传动比总传动比i为3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，取亠一，故高速级的传动比为：_ 一二 厦低速级的传动比为:三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1、各轴的转速川轴卷筒轴2、各轴的输入功

6、率I 轴=丨|=3.651KWx 0.99=3.614KWn 轴l.l =3.614KWx 0.98 x 0.97=3.435KW川轴耳=_ =3.435KWx 0.98 x 0.97=3.265KW卷筒轴-| -二 J =3.265KWx 0.99 x 0.98=3.168KW3、各轴的输入转矩电动机的输出转矩 E为I 轴=叵 D =36320 亠 0.99=35.957n轴凶=勺因凶 到=35.957 74.151 刃 0.98 21 0.97=141.884川轴= T 二-I = 141.8842.965 匸 0.98 0.97=399.904 亠 4卷筒轴 =丄 _=399.904 亠

7、 0.990.98=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/mi n>传动比i效率21电机轴3.6513632096010.99I轴3.6143595709604.1510.951n轴3.435231.272.9650.951川轴3.2657810.970卷筒轴3.16878四）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.工I ，齿顶高系数I ，顶隙系数I1、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

8、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。4.15 仁99.624,3）选小齿轮齿数 Z1=24大齿轮齿数Z2=Z1=24xZ2=97.,则齿数比可满足要求。4）选取螺旋角，初选螺旋角一:2 ）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'189.8 5）由图10-30选区域系数Zh=2.433.6）由图

9、10-26 查得 ，I ，贝UI 1.62.7） 由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限L_' =600MPa ;齿轮的接触疲劳强度 极限*丨=550MPa。8）由式10-13计算应力循环次数。:=60x960x1（2x8x365x5=1.682x10 9Lrl =1.682x10 9/4.042=4.16x10 89由图10-19取接触疲劳寿命系数 I =0.91 ;L1' =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=517MPa2 ）设计计算1计算小齿轮分度圆直径时代入口中较小值=

10、39.512 立2）计算圆周速度=3.14 x 39.512 x 960 /60 x 1000 m=1.9853计算齿宽b及模数:=1.0 x 39.512 立 =39.512一 =1.597 I 丁4计算齿宽齿高比.=2.25 x 1.597=3.5935计算纵向重合度6计算载荷系数z |=10.997=0.318 x 1.0 x 24 x tan 14° =1.903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查得动载系数回=1.15 ；由表10-3查得 g I =1.2由表10-4利用插值法查得厂=1.4498由图10-13查得

11、 F =1.38。故载荷系数=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.4498=2.07按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得一 =44.500 亠 I8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=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.38=1.9042由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限jT =500MPsb大齿轮的弯曲疲劳强度极限l- =380MPa3） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数冋=0.91，.讨=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=257.8575根据纵向重合度 _） =1.

12、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， I | =2.1758）查取应力校正系数由表10-5利用插值法算得I =1.596，=1.7959 ）计算大小齿轮的日|并加以比较。=0.01273=0.01514大齿轮的数值大。2 ）设计计算=1.198因为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，取也=1.5 Q ,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Z） =44.5 来计算应有的齿数。于是取 =29，则 丨=4.042 x 29=11

13、7<4）几何尺寸计算<1）计算中心距将中心距圆整为113 I性I<2）按圆整后的中心距修正螺旋角=112.852 才=14° 17' 51=28.7855因 值改变不多，故参数.工I 等不必修正。<3）计算打、小齿轮的分度圆直径=44.890=181.109 -I<4）计算齿轮宽度1=1 x 44.890=44.890 圆整后取- =45 二I ; D =50 ±12、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 >，

14、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,Z2=72.，则齿数比k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）试选一:2）计算小齿轮传递的扭矩9550000X 3.435/231.27=3.595x10 4 亠3）由表10-7选取齿宽系数 LI =1.04） 由表10-6查得材料弹性影响系数.上189.8 5）由图10-30选区域系数Zh=2.433.6） 由图 10-26 查得 ,I，贝UI 1.6057）

15、 由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限上=600MPa ;齿轮的接触疲劳强度极限二I =550MPa。8）由式10-13计算应力循环次数。=60x231.27x1 x (2x8x365x5>=4.052x10LrJ =4.052x109/3=1.351x1089由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.94; 三 =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=528MPa2）设计计算1计算小齿轮分度圆直径时代入丄中较小值=63.1362）计算圆周速度EHJ =3.14 x 63.136 x 231

16、.27 /60 x 1000 回 m=0.764 耳3计算齿宽b及模数 I:=1.0 x 63.136=63.136 -I=2.5534计算齿宽齿高比:=2.25 x 2.553 =5.744=10.9925计算纵向重合度=0.318 x 1.0 x 24 x tan 1 4° =1.9036计算载荷系数由工作条件，查表10-2得使用系数上=1.00。根据v=0.764 m/s,8 级精度，由图10-8查得 动载系数回=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I =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1

17、.458=1.855=69.3458计算法面模数=2.804 I * I3、按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数1）计算载荷系数I =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.4=1.7812由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限I' 'I =500MPs。大齿轮的弯曲疲劳强度极限I-4 =380MPa3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数EI =0.93，制=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 =263.286 75根据纵向重合度 I =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.

18、8177）查取齿形系数由表10-5利用插值法算得二=2.592，耳=2.2228）查取应力校正系数9 ）计算大小齿轮的 Q 并加以比较。=0.01245=0.01493大齿轮的数值大。<2 ）设计计算=1.891因为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，取口 =2 L，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D =69.345 K来计算应有的齿数。于是=33.642取 =34，则 I =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°

19、; 18' 14因可值改变不多，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圆整后取 ”1 =71 二| ; I =76 i：m齿轮的主要参数咼速级低速级齿数巴2911734102中心距回112.852140.163法面模数白1.52端面模数a1.5792.553螺旋角凶14° 17' 5115 ° 18' 14法面压力角2回回端面压力角U20 ° 35' 1T20° 40' 27齿宽bj U50457671齿根高系数标准值凶11齿顶咼系数二1上J冋0.96900.9810齿顶系

20、数标准值凶0.250.25当里齿数126.272106.18426.27278.817分度圆直径因44.89181.10970.5211.5齿顶咼01.52齿根高E）1.8752.5齿全高耳3.3754.5齿顶圆直径2147.89184.10974.5215.5齿根圆直径目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IS<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.取出=35<3）轴的结构设计轴的装配方案如下：L2EIIIVI

21、V64,5_C37.51）查手册取o基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307.其尺寸d xD x T=。轴承用套筒35 二I x80 二I X22.75 a。故定位。2）取；。齿轮用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07-0.1>=3。轴环宽度b仝1.4h=6.左端齿轮宽度Bi=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 丨=74 ，同样由B 2=45 一 取 =43。3）齿轮端面距机体内壁的距离 28凹 取厶2=10 3，滚动轴承与内壁应有段距离s=4上4）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=12 l x8 键

22、长L=63，键槽距轴肩距离为5 l，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Li选用平键b x h xL=12 x8 x36 ，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:2.26N铅垂方向：将各力移到轴心，产生附加弯矩.” I1260N=38800 241001N=-=600.5N-1519N-<-126

23、0N)=314.5NB截面的弯矩C截面的弯矩由弯矩、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：危险截面）因轴单向旋转，扭转切应力进行校核时，通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面。 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I ，故安全。2、高速轴的设计<1）作用在齿轮上的力LJ<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%,二 应为18.32<3）选择联轴器根据传动装置的工作条件拟用 H

24、L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=1.251.5.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=（1222>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=5000 r/min>n ）.其轴孔直径 d=（3042>mm可满足电动机的轴径要求。半联轴器长度L=112 mm,半联轴器与轴配合的孔毂长度_1。最后确定减速器高速轴轴伸处的直<4）轴

25、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 段左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40凹II段的长度应比Li短一些，现取二-1。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，I-2）初步选择轴承。参照工作要求并根据因轴承径向力和轴向力的作用由手册查取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307其，故'，齿轮端面到内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壁的距离亠_。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 一 x4）轴承用轴肩定位，取轴肩高

26、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M查得平键截面bxh=8左x7左键长L=70为，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IS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 由出=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，由丨=38.9查表选取LH3型联轴器，其公称转矩为。半联轴器孔径di=4

27、0左,轴孔长度Li=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-VHI轴段左端需制出一轴肩，故VI-VII 段的直径.Q 。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50回。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，VII-VHI段的长度应比1!短一些，现取II。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1 ,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II，故丨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亠_。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承

28、添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离为30mm.所以丨4） 取 亠。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度 h=（0.07-0.1> 耳 =5。轴环宽度b仝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 I “ =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b xh=12 x8 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 Q，轴环右侧倒圆角 R=4 Q ，定位轴承的轴肩倒圆角R=4，其余倒圆角R=2<六）轴承寿命的校核1、中间轴承的校核选用的是圆锥滚子轴承，为缩短支撑距离选择正装。<1 ）轴承所受的轴向力和径向力1）求出轴承所受的径向力:2589.5 厂354.92>求出轴承所受的轴向力:派生轴向力卜；T，由轴承代号30307查表得Y=1.9，e=0.35外加轴向载荷I 1101.56N-407.44N=694.12N, 因I ，所以轴承1被压紧，轴承2被放松。于是<2）求轴承的当量