二级斜齿圆柱齿轮减速器设计毕设论文.docx

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二级斜齿圆柱齿轮减速器设计毕设论文

机械设计（论文）说明书

题目：

二级斜齿圆柱齿轮减速器

系别：

XXX系

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

第一部分课程设计任务书-------------------------------3

第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3

第三部分电动机的选择--------------------------------4

第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7

第五部分齿轮的设计----------------------------------8

第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17

第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20

第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22

第九部分润滑与密封----------------------------------24

设计小结--------------------------------------------25

参考文献--------------------------------------------25

第一部分课程设计任务书

一、设计课题：

设计两级展开式圆柱齿轮减速器,使用期限8年（300天/年）,2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二.设计要求:

1.减速器装配图一张（A1或A0）。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3或A2）。

3.设计说明书一份。

三.设计步骤:

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.设计V带和带轮

6.齿轮的设计

7.滚动轴承和传动轴的设计

8.键联接设计

9.箱体结构设计

10.润滑密封设计

11.联轴器设计

第二部分传动装置总体设计方案

1.组成：

传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：

齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：

考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。

其传动方案如下：

图一:

传动装置总体设计图

初步确定传动系统总体方案如:

传动装置总体设计图所示。

选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η1η23η32η4η5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

皮带速度v:

v=1.4m/s

工作机的功率pw:

pw=

7.7KW

电动机所需工作功率为:

pd=

9.51KW

执行机构的曲柄转速为:

n=

59.4r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（16×160）×59.4=950.4~9504r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M1-2的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速nm=2930r/min，同步转速3000r/min。

2确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

ia=nm/n=2930/59.4=49.3

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:

i=ia/i0=49.3/3=16.4

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=

则低速级的传动比为:

i23=

3.55

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

nI=nm/i0=2930/3=976.7r/min

nII=nI/i12=976.7/4.62=211.4r/min

nIII=nII/i23=211.4/3.55=59.5r/min

nIV=nIII=59.5r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×η1=9.51×0.96=9.13KW

PII=PI×η2⋅η3=9.13×0.98×0.97=8.68KW

PIII=PII×η2⋅η3=8.68×0.98×0.97=8.25KW

PIV=PIII×η2⋅η4=8.25×0.98×0.99=8KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.98=8.95KW

PII'=PII×0.98=8.51KW

PIII'=PIII×0.98=8.08KW

PIV'=PIV×0.98=7.84KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×i0×η1

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

31Nm

所以：

TI=Td×i0×η1=31×3×0.96=89.3Nm

TII=TI×i12×η2⋅η3=89.3×4.62×0.98×0.97=392.2Nm

TIII=TII×i23×η2⋅η3=392.2×3.55×0.98×0.97=1323.5Nm

TIV=TIII×η2⋅η4=1323.5×0.98×0.99=1284.1Nm

输出转矩为：

TI'=TI×0.98=87.5Nm

TII'=TII×0.98=384.4Nm

TIII'=TIII×0.98=1297Nm

TIV'=TIV×0.98=1258.4Nm

第五部分V带的设计

1选择普通V带型号

计算功率Pc:

Pc=KAPd=1.1×9.51=10.46KW

根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。

2确定带轮的基准直径，并验算带速

取小带轮直径为d1=100mm,则：

d2=n1×d1×（1-ε）/n2=i0×d1×（1-ε）

=3×100×（1-0.02）=294mm

由手册选取d2=300mm。

带速验算：

V=nm×d1×π/（60×1000）

=2930×100×π/（60×1000）=15.33m/s

介于5~25m/s范围内，故合适。

3确定带长和中心距a

0.7×（d1+d2）≤a0≤2×（d1+d2）

0.7×（100+300）≤a0≤2×（100+300）

280≤a0≤800

初定中心距a0=540mm，则带长为:

L0=2a0+π×（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×a0）

=2×540+π×（100+300）/2+（300-100）2/（4×540）=1727mm

由表9-3选用Ld=1800mm，确定实际中心距为：

a=a0+（Ld-L0）/2=540+（1800-1727）/2=576.5mm

4验算小带轮上的包角α1:

α1=1800-（d2-d1）×57.30/a

=1800-（300-100）×57.30/576.5

=160.10>1200

5确定带的根数：

Z=Pc/（（P0+∆P0）×KL×Kα）

=10.46/（（2.11+0.37）⋅1.01⋅0.95）=4.4

故要取Z=5根A型V带。

6计算轴上的压力：

由初拉力公式有：

F0=500×Pc×（2.5/Kα-1）/（Z×V）+q×V2

=500×10.46×（2.5/0.95-1）/（5×15.33）+0.10×15.332=134.8N

作用在轴上的压力：

FQ=2×Z×F0×sin（α1/2）

=2×5×134.8×sin（160.1/2）=1327.6N

第六部分齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。

1）材料：

高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

取小齿齿数：

Z1=25，则：

Z2=i12×Z1=4.62×25=115.5取：

Z2=116

2）初选螺旋角:

β=13.50。

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.6

2）T1=89.3Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.44

6）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/25+1/116）]×cos13.50=1.677

7）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×25×tan13.50=1.91

8）由式8-19得:

Zε=

=

=

=0.772

9）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.99

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×976.7×1×8×300×2×8=2.25×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=2.25×109/4.62=4.87×108

12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.87,KHN2=0.9

13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=

=0.87×650=565.5MPa

[σH]2=

=0.9×530=477MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（565.5+477）/2=521.25MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=54.7mm

4修正计算结果：

1）确定：

mn=

=

=2.13mm

取为标准值:

2mm。

2）中心距：

a=

=

=145mm

3）螺旋角：

β=arccos

=arccos

=13.50

4）计算齿轮参数：

d1=

=

=51mm

d2=

=

=239mm

b=φd×d1=51mm

b圆整为整数为：

b=51mm。

5）计算圆周速度v:

v=

=

=2.61m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为8级。

6）同前，ZE=189.8

。

由图8-15查得节点区域系数为:

ZH=2.44。

7）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/25+1/116）]×cos13.50=1.677

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×25×tan13.50=1.91

9）εγ=εα+εβ=3.587

10）同前，取:

εβ=1

Zε=

=

=

=0.772

11）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.99

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数：

KV=1.1。

13）Ft=

=

=3502N

=

=68.7<100Nmm

14）由tanαt=tanαn/cosβ得：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos13.50）=20.50

15）由式8-17得：

cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos13.5cos20/cos20.5=0.98

16）由表8-3查得：

KHα=KFα=1.2

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16（1+0.6ψd2）ψd2+0.61×10-3b=1.46

18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.46=1.93

计算K值满足要求，计算结果可用。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）当量齿数：

ZV1=Z1/cos3β=25/cos313.50=27.2

ZV2=Z2/cos3β=116/cos313.50=126.2

2）

εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ

=[1.88-3.2×（1/27.2+1/126.2）]×cos13.50=1.689

3）由式8-25得重合度系数：

Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68

4）由图8-26和εβ=1.91查得螺旋角系数Yβ=0.88

5）

=

=3.15

前已求得:

KHα=1.2<3.15，故取：

KFα=1.2

6）

=

=

=11.33

且前已求得:

KHβ=1.46，由图8-12查得：

KFβ=1.43

7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.2×1.43=1.89

8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa1=2.56YFa2=2.17

应力校正系数:

YSa1=1.62YSa2=1.83

9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa

10）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N1=2.25×109

大齿轮应力循环次数:

N2=4.87×108

11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.83KFN2=0.85

12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1=

=

=319.2

[σF]2=

=

=248.5

=

=0.01299

=

=0.01598

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=

=1.62mm

1.62≤2所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d1=51mm

d2=239mm

b=ψd×d1=51mm

b圆整为整数为：

b=51mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=56mmb2=51mm

中心距：

a=145mm，模数：

m=2mm

（二）低速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。

1）材料：

高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

取小齿齿数：

Z3=26，则：

Z4=i23×Z3=3.55×26=92.3取：

Z4=92

2）初选螺旋角:

β=110。

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.6

2）T2=392.2Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45

6）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/26+1/92）]×cos110=1.691

7）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×26×tan110=1.61

8）由式8-19得:

Zε=

=

=

=0.769

9）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.99

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N3=60nkth=60×211.4×1×8×300×2×8=4.87×108

大齿轮应力循环次数：

N4=60nkth=N3/u=4.87×108/3.55=1.37×108

12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN3=0.9,KHN4=0.92

13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]3=

=0.9×650=585MPa

[σH]4=

=0.92×530=487.6MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]3+[σH]4）/2=（585+487.6）/2=536.3MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d3t:

=

=89.4mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=

=3.38mm

取为标准值:

3mm。

2）中心距：

a=

=

=180.3mm

3）螺旋角：

β=arccos

=arccos

=110

4）计算齿轮参数：

d3=

=

=79mm

d4=

=

=281mm

b=φd×d3=79mm

b圆整为整数为：

b=79mm。

5）计算圆周速度v:

v=

=

=0.87m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为8级。

6）同前，ZE=189.8

。

由图8-15查得节点区域系数为:

ZH=2.45。

7）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/26+1/92）]×cos110=1.691

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×26×tan110=1.61

9）εγ=εα+εβ=3.301

10）同前，取:

εβ=1

Zε=

=

=

=0.769

11）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.99

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数：

KV=1.1。

13）Ft=

=

=9929.1N

=

=125.7<100Nmm

14）由tanαt=tanαn/cosβ得：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos110）=20.40

15）由式8-17得：

cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos11cos20/cos20.4=0.98

16）由表8-3得：

KHα=KFα=1.2

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16（1+0.6ψd2）ψd2+0.61×10-3b=1.47

18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.47=1.94

计算K值满足要求，计算结果可用。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）当量齿数：

ZV3=Z3/cos3β=26/cos3110=27.5

ZV4=Z4/cos3β=92/cos3110=97.3

2）

εαV=[1.88-3.2×（1/ZV3+1/ZV4）]cosβ

=[1.88-3.2×（1/27.5+1/97.3）]×cos110=1.699

3）由式8-25得重合度系数：

Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.67

4）由图8-26和εβ=1.61查得螺旋角系数Yβ=0.91

5）

=

=2.91

前已求得:

KHα=1.2<2.91，故取：

KFα=1.2

6）

=

=

=11.7

且前已求得:

KHβ=1.47，由图8-12查得：

KFβ=1.44

7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.2×1.44=1.9

8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa3=2.56YFa4=2.21

应力校正系数:

YSa3=1.62YSa4=1.8

9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim3=500MPaσFlim4=380MPa

10）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N3=4.87×108

大齿轮应力循环次数:

N4=1.37×108

11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN3=0.85KFN4=0.89

12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]3=

=

=326.9

[σF]4=

=

=260.2

=

=0.01269

=

=0.01529

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=

=2.59mm

2.59≤3所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d3=79mm

d4=281mm

b=ψd×d3=79mm

b圆整为整数为：

b=79mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b3=84mmb4=79mm

中心距：

a=180mm，模数：

m=3mm

第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计

Ⅰ轴的设计

1输入轴