一级斜齿输入联轴器输出开式齿轮

机械设计减速器设计说明书系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分设计任务书..............................................4第二部分传动装置总体设计方案.....................................5第三部分电动机的选择............................................53.1电动机的选择............................................53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7第五部分齿轮传动的设计.........................................8第六部分开式齿轮传动的设计.....................................15第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................207.1输入轴的设计...........................................207.2输出轴的设计...........................................24第八部分键联接的选择及校核计算..................................298.1输入轴键选择与校核......................................298.2输出轴键选择与校核......................................30第九部分轴承的选择及校核计算....................................309.1输入轴的轴承计算与校核..................................309.2输出轴的轴承计算与校核...................................31第十部分联轴器的选择...........................................32第十一部分减速器的润滑和密封....................................3311.1减速器的润滑...........................................3311.2减速器的密封...........................................33第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................34设计小结.......................................................36参考文献.......................................................37第一部分设计任务书一、初始数据设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=2000N，V=1.1m/s，D=350mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二.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.齿轮传动的设计6.开式齿轮传动的设计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一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：根据任务书要求，将开式齿轮设置在低速级。选择传动方案为电动机-一级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-工作机。二.计算传动装置总效率a=0.99×0.983×0.97×0.95×0.97=0.8331为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮传动的效率,4为开式齿轮传动的效率,5为工作机的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择已知速度v:v=1.1m/s工作机的功率pw:pw=F×V1000=2000×1.11000=2.2KW电动机所需工作功率为:pd=pwηa=2.20.833=2.64KW执行机构的转速为:n=60×1000Vπ×D=60×1000×1.1π×350=60.1r/min经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮的传动比i1=3~6，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=9~36，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(9~36)×60.1=540.9~2163.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和开式齿轮、减速器的传动比，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=1430r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100mm380×245160×14012mm28×608×243.2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=1430/60.1=23.79（2）分配传动装置传动比:ia=ik×i式中ik、i分别为开式齿轮传动和减速器的传动比。为使开式齿轮外廓尺寸不致过大，初步取ik=5，则减速器传动比为:i=ia/ik=23.79/5=4.76第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nm=1430r/min输出轴：nII=nI/i=1430/4.76=300.42r/min小开式齿轮轴：nIII=nII=300.42r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd×=2.64×0.99=2.61KW输出轴：PII=PI××=2.61×0.98×0.97=2.48KW小开式齿轮轴：PIII=PII×=2.48×0.98=2.43KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PI×0.98=2.56KW输出轴：PII'=PII×0.98=2.43KW小开式齿轮轴：PIII'=PII'=2.43KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td×电动机轴的输出转矩:Td=9550×pdnm=9550×2.641430=17.63Nm所以：输入轴：TI=Td×=17.63×0.99=17.45Nm输出轴：TII=TI×i××=17.45×4.76×0.98×0.97=78.96Nm小开式齿轮轴：TIII=TII×=78.96×0.98=77.38Nm输出转矩为：输入轴：TI'=TI×0.98=17.1Nm输出轴：TII'=TII×0.98=77.38Nm小开式齿轮轴：TIII'=TII'=77.38Nm第五部分齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1=28，大齿轮齿数z2=28×4.76=133.28，取z2=135。（4）初选螺旋角=14°。（5）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥32KHtT1ψd×u±1u×ZHZEZεZβ[σH]21）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.6。②计算小齿轮传递的转矩T1=17.45N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.44。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561°at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]=arccos[28×cos20.561°/(28+2×1×cos14°)]=28.89°at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]=arccos[135×cos20.561°/(135+2×1×cos14°)]=22.629°端面重合度：=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π=[28×(tan28.89°-tan20.561°)+135×(tan22.629°-tan20.561°)]/2π=1.684轴向重合度：=φdz1tan/π=1×28×tan(14°)/π=2.222重合度系数：Z⑦由式可得螺旋角系数Z=cosβ=cos14=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×1430×1×10×300×1×8=2.06×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=2.06×109/4.76=4.33×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=KHN1σHlim1S=0.87×6001=522MPa[H]2=KHN2σHlim2S=0.9×5501=495MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=495MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥32KHtT1ψd×u±1u×ZHZEZεZβ[σH]2=32×1.6×17.45×10001×4.76+14.76×2.44×189.8×0.613×0.9854952=27.834mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=πd1tn160×1000=π×58.405×143060×1000=2.08m/s②齿宽bb=φdd1t=1×27.834=27.834mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1.5。②根据v=2.08m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.12。③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×17.45/27.834=1253.862NKAFt1/b=1.5×1253.862/27.834=67.57N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.338。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.5×1.12×1.4×1.338=3.1473）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=27.834×33.1471.6=34.874mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=34.874×cos14°/28=1.209mm模数取为标准值m=2mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=()z1+z2mn2cosβ=()28+135×22×cos14°=167.985mm中心距圆整为a=170mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos()z1+z2mn2a=arccos()28+135×22×170=16.508°即：=16°30′29″（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mncosβ=28×2cos16.508°=58.405mmd2=z2mncosβ=135×2cos16.508°=