二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器

目录1.题目及总体分析…………………………………………………32.各主要部件选择…………………………………………………43.电动机选择………………………………………………………44.分配传动比………………………………………………………55.传动系统的运动和动力参数计算………………………………66.设计高速级齿轮…………………………………………………77.设计低速级齿轮…………………………………………………128.链传动的设计……………………………………………………169.减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………18１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………18２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………24３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………2910.润滑与密封………………………………………………………3411.箱体结构尺寸……………………………………………………3512.设计总结…………………………………………………………3613.参考文献…………………………………………………………36华中科技大学明德厚学、求是创新2三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为Pw＝5.4电动机输出有效功率为6.42电动机输出功率为'4374.6PW型号查得型号Y132M-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=7.5满载转速1440r/min选用型号Y132S-4封闭式三相异步电动机五.传动系统的运动和动力参数计算传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、、、；对应各轴的输入功率分别为、、、；对应名轴的输入转矩分别为、、、；相邻两轴间的传动比分别为、、；相邻两轴间的传动效率分别为、、。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=342.86n3=97.96n4=32.65功率P(kw)P=7.5P1=6.10P2=5.62P3=5.4P4=5.4转矩T(N·m)T1=99.581T2=325.278T3=786.038T4=两轴联接带轮齿轮齿轮联轴器传动比ii01=2.46i12=3.55i23=2.54i34=1传动效率ηη01=0.96η12=0.97η23=0.97η34=0.99华中科技大学明德厚学、求是创新3六.设计高速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择．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，二者材料硬度差为４０HBS。３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.2×24=100.8,取Z2=101。5）选取螺旋角。初选螺旋角142．按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即321)][(12HEHdtttZZuuTkd１）确定公式内的各计算数值（１）试选6.1tK（２）由图１０－３０，选取区域系数433.2HZ（３）由图１０－２６查得78.0120.87121.65（４）计算小齿轮传递的转矩55411195.510/95.5104.244/14402.814610TPnNmm（５）由表１０－７选取齿宽系数1d（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZE（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa（８）由式１０－１３计算应力循环次数91606014401(163008)3.3210hNnjL9923.3210/4.20.79010N（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数90.01HNK95.02HNK（１０）计算接触疲劳强度许用应力华中科技大学明德厚学、求是创新4取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得MPaMPaSKHHNH5406009.0][1lim11MPaMPaSKHHNH5.52255095.0][2lim22MPaMPaHHH25.5312/)5.522540(2/])[]([][21２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得243121.62.8146105.22.433189.837.1011.654.2531.25tdmm（２）计算圆周速度1137.1014402.8/601000601000tdnvms（３）计算齿宽ｂ及模数ntm1137.1037.10dtbdmm11cos37.10cos141.5024tntdmmmZ2.252.251.503.375/37.10/3.37510.99nthmmmbh（４）计算纵向重合度903.114tan241318.0tan318.01Zd（５）计算载荷系数K已知使用系数1AK根据smv/2.1，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数1.11VK由表１０－４查得2232231.120.18(10.6)0.23101.120.18(10.61)10.231037.101.417HddKb由图１０－１３查得1.34FK华中科技大学明德厚学、求是创新5假定100/AtKFNmmb，由表１０－３查得4.1FHKK故载荷系数11.111.41.422.21AVHHKKKKK（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得3311/37.102.21/1.641.32ttddKKmm（７）计算模数nm11cos41.32cos141.6724ndmmmZ3．按齿根弯曲强度设计由式１０－１７32121][cos2FSFdnYYZYKTm１）确定计算参数（１）计算载荷系数11.111.41.342.08AVFFKKKKK（２）根据纵向重合度903.1，从图１０－２８查得螺旋角影响系数88.0Y（３）计算当量齿数113322332426.27coscos14101110.56coscos14VVZZZZ（４）查取齿形系数由表１０－５查得592.21FaY22.172FaY（５）查取应力校正系数由表１０－５查得596.11SaY21.798SaY（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802（７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01FNK88.02FNK华中科技大学明德厚学、求是创新6（８）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１２得MPaSKFEFNF57.3034.150085.0][111MPaSKFEFNF86.2384.138088.0][222（９）计算大小齿轮的][FSaFaYY1112222.5921.5960.01363[]303.572.1721.7980.01635[]238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数据大２）设计计算423222.082.8146100.88cos140.016351.1861241.65nmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm＝1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径141.32dmm来计算应有的齿数。于是有11cos41.32cos1426.71.5ndZm取127Z，则2114.227113.4114ZiZ4．几何尺寸计算１）计算中心距12()(27114)1.5108.992cos2cos14nZZmamm将中心距圆整为109mm２）按圆整后的中心距修正螺旋角12()(27114)1.5arccosarccos14.0322109nZZma因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。华中科技大学明德厚学、求是创新7３）计算大、小齿轮的分度圆直径11222271.541.75coscos14.031141.5176.25coscos14.03nZmdmmZmdmm４）计算大、小齿轮的齿根圆直径11222.541.752.51.5382.5176.252.51.5172.5fnfnddmmmddmmm５）计算齿轮宽度1141.7541.75dbdmm圆整后取245Bmm；150Bmm5．验算1122281461348.341.75tTFNd11348.332.3/100/41.75AtKFNmmNmmb合适华中科技大学明德厚学、求是创新8七.设计低速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择．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，二者材料硬度差为４０HBS。３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.5×24=84。2．按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即3211)][(132.2HEdttZuuTkd１）确定公式各计算数值（１）试选载荷系数3.1tK（２）计算小齿轮传递的转矩55122495.510/95.5104.034/342.8611.23910TPnNmm（３）由表１０－７选取齿宽系数1d（４）由表１０－６查得材料的弹性影响系数2/18.198MPaZE（５）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa（６）由式１０－１３计算应力循环次数9116060342.861(2830015)1.48110hNnjL9921.48110/3.50.42310N（７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数96.01HNK05.12HNK华中科技大学明德厚学、求是创新9（８）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得MPaMPaSKHHNH57660096.0][1lim11MPaMPaSKHHNH5.57755005.1][2lim22２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径td1，代入][H中的较小值42311.311.239104.5189.82.32()63.3913.5576tdmm（２）计算圆周速度v1263.39342.861.14/601000601000tdnvms（３）计算齿宽ｂ1163.3963.39dtbdmm（４）计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ模数1163.392.64124tntdmmmZ齿高2.252.252.6415.94/63.39/5.9410.67nthmmmbh（５）计算载荷系数K根据1.14/vms，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数07.1VK假设mmNbFKtA/100/，由表１０－３查得1HFKK由表１０－２查得使用系数1AK由表１０－４查得2232231.120.18(10.6)0.2310