两级斜齿圆柱齿轮减速器的传动系统设计-XXX

机械工程学院两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书指导教师：学生姓名：班级：机自0907班学号：200902070708联系方式：E-mail:原始数据如下（I08）：项目设计要求工作阻力NF2900运行速度smV/5.1工作轴直径mmD400参考设计方案图1-3（b）（备注：传动平稳，单项运转，密封，工作电压为380V）Ⅱ轴上作用着一对齿轮，为了减小Ⅱ轴所受的轴向力，应使Ⅱ轴轴向力方向相反，由于Ⅲ轴的齿轮受力方向应与联轴器受力相反，故应为右旋；故：Ⅰ轴应为右旋，Ⅱ轴应为左旋，Ⅲ轴为右旋。高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪声、振动，使运转平稳。目录第一章减速箱传动方案的拟定及说明第二章运动参数计算一、电机的选择二、传动比的分配三、运动参数的计算第三章各传动零件的设计计算一、齿轮的设计二、各轴的设计三、轴承的选择与校核四、键的选择与校核第四章减速箱的箱体设计第五章减速器的润滑附录参考文献设计过程如下表所示：计算项目计算及说明计算结果1.电动机的选择1.1选择电动机的类型Y系列的电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，以上特点适合本次设计要求，故选用Y系列电动机。1.2选择电动机的功率本次设计所用电动机是用于长期连续运转，载荷较少变化，常温下工作的电动机，故要求电动机的负载不超过其额定值，不致使电动机过热。由NF2900，smV/5.1，凸缘联轴器98.0c，滚动轴承995.0r，7级精度齿轮传动97.0g得：kw82.410002g3r2c0VFPPP总负按表8-184[1]查得，选取电动机的额定功率为kwPm5.51.3确定电动机的转速由已知得：min/62.71300110610644rDvn按表2-3[1]可知，传动比范围为8-40，则有：min/2864572)408(,rnn根据以上数据可选择型号为Y132M2-6的电动机，则：同步转速为min/10000rn，满载转速为min/960rnm；基本安装选用代号为B3。选用Y系列电动机kwPm5.5电动机型号：Y132M2-6min/10000rnmin/960rnm2.计算传动比2.1计算总传动比并合理分配由已知可得：总传动比404.1362.71960nnim，又已知sfii3.1，故取：174.4,211.3fsii，即403.13,sfiiiiiii,100%=0.007%且sfii、在3-5之间，故符合要求。403.13,i211.3174.4sfii3.计算各轴的运动和动力参数3.1各轴转速：Ⅰ轴：min/9601rnnmⅡ轴：min/99.2292rinnfmⅢ轴：min/62.7123rinns3.2各轴输入功率：Ⅰ轴：kwPPC7959.401Ⅱ轴：kwPPgr7242.412Ⅲ轴：kwPPrg6536.4233.3各轴输入转矩：Ⅰ轴：mNnPT71.479550111Ⅱ轴：mNnPT16.1969550222Ⅲ轴：mNnPT52.62095503333.4输出轴转矩：mNnPTww26.61195500min/9601rnmin/99.2292rnmin/62.713rnkwP7959.41kwP7242.42kwP6536.43mNT71.471mNT16.1962mNT52.6203mNT26.61104.高速级齿轮设计计算4.1选择齿轮材料材料及热处理。由表10-1【2】选得大小齿轮的材料均为40Cr，经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿芯部为241~286HBS。减速器为一般工作机器，速度不高，查表10-8【2】，选用7级精度。4.2初步计算传动的主要尺寸试取小齿轮齿数241z，大齿轮齿数1012z。由设计计算公式（10-9a）进行试算，即321112HEHdttZZuuTKd4.2.1确定公式内各计算数值①试选载荷系数6.1tK。②查表10-26[2]得：86.0,78.021即：64.121③由图10-30[2]得区域系数433.2HZ6.1tK64.1433.2HZ④因大小均为硬齿面选取齿宽系数8.0d。⑤由{1}表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。⑥由{1}表10-21e按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限MPaHH11002lim1lim⑦由{1}图10-19取接触疲劳寿命系数01.1;90.021HNHNKK.⑧计算接触疲劳许用应力：取失效率为1%，安全系数S=1，由式SKHNH1lim得：MPaMPaH99011009.01MPaMPaH1111110001.12MPaHHH5.10502214.2.2计算①试计算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得mmdt33.305.10508.189433.2174.41174.464.18.0477106.12321②计算圆周速度smsmndvt/525.1/100060/96033.3010006011③计算齿宽b及模数mtmmmmmdbtd264.2433.308.01mmmmzdmtnt23.12414cos33.30cos11mmmmmhnt77.223.125.225.295.1077.2/33.30/hb8.0d218.189MPaZEMPaH570mmdt33.301smv/525.1mmb264.24mmmnt23.1mmh77.295.10/hb④计算纵向重合度。522.114tan248.0318.0tan318.01zd⑤计算载荷系数K。已知使用系数1AK,根据smv/525.1。7级精度，由{1}图10-8查得动载荷系数08.1vK；由{1}表10-4查得HK的值与直齿轮的相通，故295.1HK；由{2}图10-13查得26.1FK;由{2}表10-3查得4.1FHKK.故载荷系数958.1295.14.108.11HHVAKKKKK⑥则按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为mmmmKKddTt44.326.1958.133.303311⑦计算模数nmmmmmzdmn31.12414cos44.32cos114.3按齿根弯曲强度设计由{2}式10-17321212FSaFadnYYzCOSYKTm4.3.1确定计算参数①计算载荷系数。90.126.14.108.11FFVAKKKKK②根据纵向重合度522.1sinnmb。③由{1}图10-28查得螺旋角影响系数88.0Y.④计算当量齿数27.26cos311zzv522.1958.1Kmmd44.321mmmn31.156.110cos232zzv⑤查取齿形系数。由{1}表10-5查得179.2;592.221FaFaYY⑥查取应力校正系数。由{1}表10-5查得791.1;596.121SaSaYY。⑦图10-18查得：88.0;85.021HNHNKK。⑧图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFEFE62021⑨计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4MPaSFEFNFK43.376111MPaSFEFNFK7.389222⑩计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较。01099.043.376596.1592.2111FSaFaYY01001.07.389791.1179.2222FSaFaYY小齿轮的数值大。4.3.2设计计算mmmmmn30.101099.064.1248.014cos88.04771090.12322对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mmmn0.2，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mmd44.321（由后面设计轴知，齿轮的分度圆直径太小，所以取mmd401）来计算应有的齿数。于是由mmmn0.24.19214cos40cos11nmdz取201z，则48.8320174.422uzz，取832z4.4几何尺寸计算4.4.1计算中心距153.10614cos228320cos221nmzza将中心距圆整为106mm。4.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角664.13106228320arccos2arccos21amzzn因值改变不大，故参数HZK,,等不做修正。4.4.3计算大，小轮的分度圆直径mmmmmzdn17.41664.13cos220cos11mmmmmzdn84.170664.13cos283cos224.4.4计算齿轮宽度mmmmdbd936.3217.418.01圆整后取mmBmmB38;3312201z832z106a664.13mmd17.411mmd84.1702mmBmmB3833125.低速轴齿轮设计计算5.1选定精度等级、材料⑴依据所选的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。⑵运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择7级精度。⑶材料选择。由《机械设计》表10-1选择大小齿轮材料均为40Cr（调质）,齿面硬度为48-55HRC.5.2按齿面接触强度计算数值由设计计算{1}公式（10-9a）进行试算，即321312HEHdttZZuuTKd5.2.1确定公式内各计算数值①试选载荷系数6.1tK；②试选小齿轮齿数343z，大齿轮齿数1094z。③由{1}表10-7选取齿宽系数8.0d。④由{1}表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。⑤由{1}表10-21e查得材料MPaHH11004lim3lim。⑥由{1}图10-19取接触疲劳寿命系数05.1;01.143HNHNKK.⑦计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数S=1，由式SKHNH1lim得MPaMPaH1111110001.13MPaMPaH1155110005.14故，MPaHHH11332435.2.2计算①试计算小齿轮分度圆直径td3，由计算公式得mmdt97.4611338.189433.2211.31211.365.18.01961606.12323大小齿轮材料：40Cr（调质）硬度为48-55HRC6.1tK8.0d218.189MPaZEMPaH1133mmdt97.463②计算圆周速度smsmndvt/566.0/100060/99.22997.4610006033③计算齿宽b及模数mtmmmmmdbtd58.3797.468.03mmmmzdmtnt90.12414cos97.46cos13mmmhnt275.425.279.8275.4/58.37/hb④计算纵向重合度。522.114tan248.