一级斜齿轮减速器

0机械设计课程设计计算说明书设计题目：圆柱斜齿轮减速器机械工程与力学学院08机械设计者：***指导教师：***2011年1月10日1目录一、设计任务2二、传动方案的拟定及说明3三、电动机的选择3四、传动装置的总传动比及其分配4五、计算传动装置的运动和动力参数4六、齿轮传动的设计计算5七、轴的设计计算9联轴器的选择轴承的选择八、滚动轴承的校核14九、键的选择及强度校核15十、减速器的润滑方式和密封类型的选择15十一、箱体设计及附属部件设计15十二、端盖设计162一、设计任务：设计一用于带式运输机上的圆柱齿轮减速器。传动简图如下：总体布置简图已知条件：组数输送带的牵引力F（KN）输送链的速度v(m/s)输送带轮毂直径d(mm)第五组3.91.2240注：1.带式输送机工作时，运转方向不变，工作载荷稳定。2.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。计算工作寿命：hht4102.71630015ht4102.73二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用圆柱齿轮减速箱：联轴器与低速轴相连。三、电动机的选择1、工作机输出功率WPkWkWFvPW68.410002.1*9.310002、卷筒轴的转速转速240*14.39.3*1000*60nr/min=95.54r/min3、传动效率：查《设计手册》P:5表1-7⑴V带传动96.01⑵滚子轴承：98.02(一对)⑶斜齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑)98.03⑷联轴器：弹性联轴器99.04⑸卷筒：98.05总传动效率=132345=0.86764、电动机输入功率dPKWKWPPwd39.58676.068.45、由《设计手册》P:167表12-1选Y132S-4型号电动机，主要技术数据如下：型号额定功率（kW）满载转速（r/min）额定转矩堵转转矩Y132s-45.514402.2额定转矩最大转矩质量（kg）2.368四、传动装置的总传动比及其分配1、系统总传动比ikWPw68.4n=95.54r/min96.0198.0298.0399.0498.05=0.8676dP=5.39kWY132S-4型号：额定功率5.5kw满载转速1440r/min4i=1440/95.45=15.072、参考《设计手册》P:5表1-8：取取V带传动77.31i，齿轮传动比42i五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n（r/min）减速器高速轴为１轴，低速轴为２轴，小带轮轴为4轴，各轴转速为：min/14404rnmin/1.38977.31440131rinnmin/49.9541.3892132rinnn2/各轴输入功率P（kW）kWPP277.521ca1kWPP07.52312KWPP77.4542233、各轴输入转矩T（N•ｍ）mNnPT69.1309550111mNnPT40.5049550222mNnPT05.4479550333六、齿轮传动的设计计算1、设计对象：低速级圆柱斜齿轮传动1、选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，螺旋角14度2）为尽量减少中间轴上的轴向力，选小齿轮为左旋，则大齿轮为右旋；3）电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；4）材料选择。由《机械设计》表10-1（P191）选取，小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；5）选小齿轮的齿数为191z则大齿轮的齿数为i=15.0777.31i42imin/14404rnmin/1.3891rnmin/49.9532rnnkWP227.51kWP07.52KWP77.43mNT69.1301mNT40.5042mNT05.4473576122ziz2、按齿面接触强度设计按《机械设计》式（10-21）试算2231][12HEHdttZZuuTKd1）确定公式内各计算数值（1）试选载荷系数6.1tK（2）已知小斜齿轮传递的转矩mmNT1306901（3）由《机械设计》表10-7选取齿款系数0.1d（4）查《机械设计》图10-26得端面重合度为86.0,74.021所以，6.121（5）齿数比4122zziu（6）由《机械设计》P:201表10-6查得材料弹性影响系数218.189MPaZE（7）由《机械设计》图10-30得区域系数433.2HZ（8）由《机械设计》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MPaH5502lim（9）由《机械设计》式（10-13）计算应力循环次数892129111013.44/1065.1/1065.1)1530016(96.3816060iNNjLnNh（10）由图10-19查得96.0,95.021HNHNKK（11）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S＝1，由《机械设计》式（10-12）有：MPaMPaSKHHNH570160095.0][1lim11MPaMPaSKHHNH528155096.0][2lim22MPaHHH5492][][][212）计算（1）计算小齿轮的分度圆直径td1，由计算公式得mmdt37.615498.189433.2456.10.11306906.12321MPaH549][mmdt37.6116（2）计算圆周速度smsmndvt/23.1/10006096.38137.6110006021（3）计算齿宽b及模数mmmmmdbtd37.6137.610.11mmzdmtnt134.31914cos37.61cos11mmmhnt05.7134.325.225.270.8hb（4）计算纵向重合度506.114tan191318.0tan318.01zd（5）计算载荷系数K由《机械设计》表10-2查得使用系数00.1AK根据smv/23.1，7级精度，由《机械设计》图10-8（P194）得08.1vK由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数4.1FHKK由《机械设计》表10-4查得齿向载荷分配系数314.1HK由70.8hb，314.1HK，查《机械设计》图10-13（P198）查得齿向载荷分配系数32.1FK∴载荷系数987.1HHVAKKKKK（6）按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径td1，由《机械设计》式（10-10a）得mmmmKKddtt97.656.1/987.137.61/3311（7）计算法面模数mmmmzdmn7..31914cos97.65cos113、按齿根弯曲强度设计由《机械设计》式（10-17）32121][cos2FSaFadnYYzYKTm1）确定公式内各计算数值smv/23.17（1）由《机械设计》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（2）查《机械设计》图10-18得85.0,82.021FNFNKK（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S＝1.4,由《机械设计》式（10-12）得MPaMPaSKMPaMPaSKFEFNHFEFNF71.2304.138085.0][86.2924.150082.0][222111（4）计算载荷系数K996.132.14.108.100.1FFVAKKKKK（5）根据纵向重合度，查《机械设计》图10-28（P217）的螺旋角影响系数88.0Y（6）计算当量齿数80.2014cos/19cos/3311zzv69.8414cos/76cos/3322zzv（7）查取齿形系数由《机械设计》表10-5查得211.2,768.221FaFaYY（8）查取应力校正系数由《机械设计》表10-5查得775.1,558.121SaSaYY（9）计算大、小齿轮的][FSaFaYY,并加以比较014726.086.292558.1768.2][111FSaFaYY017011.071.230775.1211.2][222FSaFaYY大齿轮数值大。2）设计计算mmmmmn335.2017011.06.119114cos88.0130690996.12223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5.2nm（查《机械原理》p180表10-1）已可8满足弯曲强度。但为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mmd97.651来计算应有的齿数于是由6.255.214cos97.65cos11nmdz，取261z，则104122ziz4、计算几何尺寸1）计算中心距mmmzzan47.16714cos25.2)10426(cos2)(21将中心距圆整为168mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角β7.1416825.2)10426(arccos2)(arccos21amzzn%514147.14误差在5%以内，螺旋角值β改变不多，故参数、Kβ、ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮分度圆直径mmzmdn2.677.14cos/5.226cos/11mmzmdn80.2687.14cos/5.2104cos/224）计算齿轮宽度mmdbd2.672.6711圆整后，取mmBmmB75,70125、计算所得结果汇总如下表备用。名称符号小齿轮大齿轮螺旋角β14.7°法面模数mnmn=2.5mm端面模数mtmt=mn/cosβ=2.58法面压力角n20°分度圆直径dmmd2.671mmd80.2682齿顶高ha5.2*mhhaamm齿根高hfmm125.35.225.1)(**nnanfmchh5.2nm261z1042za=140mm7.14mmd2.671mmd80.2682mmBmmB75,70129mm齿顶圆直径dammda7.691mmda3.2712齿根圆直径dfmmdf075.641mmdf675.2652齿宽BmmB751mmB702七、轴的设计计算由《机械设计》P：362表15-1选取轴的材料为45钢调质处理，硬度217~255HBs，抗拉强度极限MPaB640，屈服极限MPaS355，弯曲疲劳极限MPa2751，许用弯曲应力[1]=60MPa低速轴的设计计算1、求输入轴上的功率P３、转速n３和转矩T３kWP07.52，min/47.952rn，mNT40.5042查《机械设计》P371表15-3,取:110A0I轴:mmnPdin31.2696.381277.5110A3131110ImII轴:mmnPdinI34.4149.9507.5110A3131220ImIII轴:mmnPdinII51.4049.9577..4110A3131330Im取低速轴最大转矩轴进行计算,校核.考虑有键槽,将直径增大%5,则:mmd41.43%5134.41mi