二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书模板.docx

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二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书模板

机械部件设计综合实习

说明书

学院：

桂林理工大学机控学院

专业：

机械设计制造及其自动化

班级：

XXX

姓名：

XXX

教师：

XXX

目　录

一、设计数据及要求

F=2500Nd=260mmv=1.0m/s

机器年产量：

大批；机器工作环境：

清洁；

机器载荷特性：

平稳；机器的最短工作年限：

五年二班；

二、确定各轴功率、转矩及电机型号

1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值

联轴器（弹性），轴承，齿轮滚筒

故：

3.电动机输出功率

4.工作机转速

电动机转速的可选范围：

取1000

5.选择电动机

选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw

电动机外形尺寸

中心高H

外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径

K

轴伸尺寸

D×E

建联接部分尺寸

F×CD

132

216×140

12

38×80

10×8

6.理论总传动比

7.传动比分配

故，

8.各轴转速

9.各轴输入功率：

10.电机输出转矩：

11.各轴的转矩

12.误差

带式传动装置的运动和动力参数

轴名

功率P/

Kw

转矩T/

Nmm

转速n/

r/min

传动比i

效率η/

%

电机轴

2.940

29246.875

960

1

99

Ⅰ轴

2.9106

28954.406

960

4.263

96

Ⅱ轴

2.7950

118949.432

225.40

3.066

96

Ⅲ轴

2.6840

348963.911

73.46

Ⅳ轴

2.6306

345474.272

73.46

1

98

三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级

考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。

选用8级精度。

四、齿轮传动校核计算

（一）、高速级

1．传动主要尺寸

因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和

尺寸。

由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选=19,则

式中：

——大齿轮数；

——高速级齿轮传动比。

（3）由参考文献[1]P144表8.6，选取齿宽系数。

（4）初取螺旋角。

由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1]P140图8.21取重合度系数=0.72

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

（5）初取齿轮载荷系数=1.3。

（6）齿形系数和应力修正系数：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1]P130图8.19查得齿形系数=2.79，=2.20

由参考文献[1]P130图8.20查得应力修正系数=1.56，=1.78

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1]P147公式8.29算得：

由参考文献[1]P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

和。

由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数=1.25。

小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：

式中：

——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

——齿轮工作时间。

由参考文献[1]P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2．计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1]P130表8.3查得使用

由参考文献[1]P131图8.7查得动载系数；

由参考文献[1]P132图8.11查得齿向载荷分布系数；

由参考文献[1]P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则

（2）对进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1]P124按表8.1，圆整为

（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为105mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=20mm

取，

式中：

——小齿轮齿厚；

——大齿轮齿厚。

3．校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1]P135公式8.7

式中各参数：

（1）齿数比。

（2）由参考文献[1]P136表8.5查得弹性系数。

（3）由参考文献[1]P136图8.14查得节点区域系数。

（4）由参考文献[1]P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1]P145公式8.26计算许用接触应力

式中：

——接触疲劳极限，由参考文献[1]P146

图8.28（）分别查得，

；

——寿命系数，由参考文献[1]P147图8.29查得，；

——安全系数，由参考文献[1]P147表8.7查得。

故

满足齿面接触疲劳强度。

（二）、低速级

1．传动主要尺寸

因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。

由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选=23,则

式中：

——大齿轮数；

——低速级齿轮传动比。

（3）由参考文献[1]P144表8.6，选取齿宽系数

（4）初取螺旋角。

由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1]P140图8.21取重合度系数=0.71

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

（5）初取齿轮载荷系数=1.3。

（6）齿形系数和应力修正系数：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1]P130图8.19查得齿形系数=2.65，=2.28

由参考文献[1]P130图8.20查得应力修正系数=1.57，=1.76

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1]P147公式8.29算得：

由参考文献[1]P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

和。

由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数=1.25。

小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：

式中：

——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

——齿轮工作时间。

由参考文献[1]P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2.计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1]P130表8.3查得使用

由参考文献[1]P131图8.7查得动载系数；

由参考文献[1]P132图8.11查得齿向载荷分布系数；

由参考文献[1]P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则

（2）对进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1]P124按表8.1，圆整为

（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为145mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=35mm

取，

式中：

——小齿轮齿厚；

——大齿轮齿厚。

3.校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1]P135公式8.7

式中各参数：

（1）齿数比。

（2）由参考文献[1]P136表8.5查得弹性系数。

（3）由参考文献[1]P136图8.14查得节点区域系数。

（4）由参考文献[1]P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1]P145公式8.26计算许用接触应力

式中：

——接触疲劳极限，由参考文献[1]P146

图8.28（）分别查得，

；

——寿命系数，由参考文献[1]P147图8.29查得，；

——安全系数，由参考文献[1]P147表8.7查得。

故

满足齿面接触疲劳强度。

五、初算轴径

由参考文献[1]P193公式10.2可得：

齿轮轴的最小直径：

。

考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。

中间轴的最小直径：

。

考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取

输出轴的最小直径：

。

考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。

式中：

——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取

六、校核轴及键的强度和轴承寿命：

（一）、中间轴

1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中：

——齿轮所受的圆周力，N；

——齿轮所受的径向力，N；

——齿轮所受的轴向力，N；

2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中：

——齿轮所受的圆周力，N；

——齿轮所受的径向力，N；

——齿轮所受的轴向力，N；

3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

4.轴向外部轴向力合力为：

5.计算轴承支反力：

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1，与所设方向相反。

轴承2，与所设方向相反。

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

6.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

b-b剖面右侧，竖直方向

水平方向

a-a剖面右侧合成弯矩为

b-b剖面左侧合成弯矩为

故a-a剖面右侧为危险截面。

7.计算应力

初定齿轮2的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择=10×8，t=5mm,=25mm。

齿轮3轴径为=40mm，连接键由P135表11.28选择=12×8，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。

由

，故齿轮3可与轴分离。

又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

8.计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限=650MPa

弯曲疲劳极限=300MPa

扭转疲劳极限=155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

键槽应力集中系数由附表10.4查得：

（插值法）

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

9．校核键连接的强度

齿轮2处键连接的挤压应力

齿轮3处键连接的挤压应力

由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

10.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

故轴承1的轴向力，

轴承2的轴向力

由由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，