西安交通大学二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书西安交大

机械设计课程设计说明书学院：西安交通大学机械学院专业：机械设计制造及其自动化班级：机设0602姓名：XXX教师：XXX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=2500Nd=260mmv=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2.查各零件传动效率值联轴器（弹性），轴承，齿轮滚筒故：3.电动机输出功率4.工作机转速电动机转速的可选范围：取10005.选择电动机选电动机型号为Y132S—6，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外形尺寸底脚安装尺寸底脚螺栓直径K轴伸尺寸D×E建联接部分尺寸F×CD132216×1401238×8010×86.理论总传动比7.传动比分配故，8.各轴转速9.各轴输入功率：10.电机输出转矩：11.各轴的转矩12.误差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η/%电机轴2.94029246.875960199Ⅰ轴2.910628954.4069604.26396Ⅱ轴2.7950118949.432225.403.06696Ⅲ轴2.6840348963.91173.46Ⅳ轴2.6306345474.27273.46198三、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40～55HRC，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[1]P138公式8.13可得：式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：（2）初选=19,则式中：——大齿轮数；——高速级齿轮传动比。（3）由参考文献[1]P144表8.6，选取齿宽系数。（4）初取螺旋角。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献[1]P140图8.21取重合度系数=0.72由式8.2得由图8.26查得螺旋角系数（5）初取齿轮载荷系数=1.3。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为，由参考文献[1]P130图8.19查得齿形系数=2.79，=2.20由参考文献[1]P130图8.20查得应力修正系数=1.56，=1.78（7）许用弯曲应力可由参考文献[1]P147公式8.29算得：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。由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数=1.25。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；——齿轮工作时间。由参考文献[1]P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：故许用弯曲应力为=所以初算齿轮法面模数2．计算传动尺寸（1）计算载荷系数由参考文献[1]P130表8.3查得使用由参考文献[1]P131图8.7查得动载系数；由参考文献[1]P132图8.11查得齿向载荷分布系数；由参考文献[1]P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则（2）对进行修正，并圆整为标准模数由参考文献[1]P124按表8.1，圆整为（3）计算传动尺寸。中心距圆整为105mm修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径圆整b=20mm取，式中：——小齿轮齿厚；——大齿轮齿厚。3．校核齿面接触疲劳强度由参考文献[1]P135公式8.7式中各参数：（1）齿数比。（2）由参考文献[1]P136表8.5查得弹性系数。（3）由参考文献[1]P136图8.14查得节点区域系数。（4）由参考文献[1]P136图8.15查得重合度系数（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数（5）由参考文献[1]P145公式8.26计算许用接触应力式中：——接触疲劳极限，由参考文献[1]P146图8.28（）分别查得，；——寿命系数，由参考文献[1]P147图8.29查得，；——安全系数，由参考文献[1]P147表8.7查得。故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[1]P138公式8.13可得：式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：（2）初选=23,则式中：——大齿轮数；——低速级齿轮传动比。（3）由参考文献[1]P144表8.6，选取齿宽系数（4）初取螺旋角。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献[1]P140图8.21取重合度系数=0.71由式8.2得由图8.26查得螺旋角系数（5）初取齿轮载荷系数=1.3。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为，由参考文献[1]P130图8.19查得齿形系数=2.65，=2.28由参考文献[1]P130图8.20查得应力修正系数=1.57，=1.76（7）许用弯曲应力可由参考文献[1]P147公式8.29算得：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。由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数=1.25。小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；——齿轮工作时间。由参考文献[1]P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：故许用弯曲应力为=所以初算齿轮法面模数2.计算传动尺寸（1）计算载荷系数由参考文献[1]P130表8.3查得使用由参考文献[1]P131图8.7查得动载系数；由参考文献[1]P132图8.11查得齿向载荷分布系数；由参考文献[1]P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则（2）对进行修正，并圆整为标准模数由参考文献[1]P124按表8.1，圆整为（3）计算传动尺寸。中心距圆整为145mm修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径圆整b=35mm取，式中：——小齿轮齿厚；——大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献[1]P135公式8.7式中各参数：（1）齿数比。（2）由参考文献[1]P136表8.5查得弹性系数。（3）由参考文献[1]P136图8.14查得节点区域系数。（4）由参考文献[1]P136图8.15查得重合度系数（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数（5）由参考文献[1]P145公式8.26计算许用接触应力式中：——接触疲劳极限，由参考文献[1]P146图8.28（）分别查得，；——寿命系数，由参考文献[1]P147图8.29查得，；——安全系数，由参考文献[1]P147表8.7查得。故满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献[1]P193公式10.2可得：齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取输出轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。式中：——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取六、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[1]P140公式8.16可知式中：——齿轮所受的圆周力，N；——齿轮所受的径向力，N；——齿轮所受的轴向力，N；2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：由参考文献[1]P140公式8.16可知式中：——齿轮所受的圆周力，N；——齿轮所受的径向力，N；——齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：4.轴向外部轴向力合力为：5.计算轴承支反力：竖直方向，轴承1轴承2水平方向，轴承1，与所设方向相反。轴承2，与所设方向相反。轴承1的总支撑反力：轴承2的总支撑反力：6.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向水平方向b-b剖面右侧，竖直方向水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为b-b剖面左侧合成弯矩为故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[2]P135表11.28选择=10×8，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=40mm，连接键由P135表11.28选择=12×8，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。由，故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力8.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注②查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，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齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由由参考文献[1]P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求（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2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1轴承2水平方向，轴承1，轴承2，轴承1的总支撑反力：轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向水平方向其合成弯矩为a-a剖面右侧，竖直方向水平方向其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力由参考文献[1]P205附表10.1知：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力6．计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注②查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，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[2]P135表11.28选择=8×7，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：由于故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由由参考文献[1]P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求（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2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1轴承2水平方向，轴承1，轴承2，轴承1的总支撑反力：轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向水平方向其合成弯矩为a-a剖面右侧，竖直方向水平方向其合成弯矩为危险截面在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[2]P135表11.28选择=12×8，t=5mm,=28mm。由参考文献[1]P205附表10.1知：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力6．计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注②查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，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[2]P135表11.28选择=10×8，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm联轴器处键连接的挤压应力齿轮选用双键连接，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，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额定静负荷=20.5KN轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：由于轴承1的轴向力故轴承2的轴向力由由参考文献[1]P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求七、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[2]P127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（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴