二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计毕业设计.docx
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二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计毕业设计
机械设计（论文）说明书
题目：
二级斜齿圆柱齿轮减速器
第一部分课程设计任务书-------------------------------3
第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3
第三部分电动机的选择--------------------------------4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7
第五部分齿轮的设计----------------------------------8
第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17
第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20
第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22
第九部分润滑与密封----------------------------------24
设计小结--------------------------------------------25
参考文献--------------------------------------------25
第一部分课程设计任务书
一、设计课题：
设计两级展开式圆柱齿轮减速器,使用期限8年（300天/年）,2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
二.设计要求:
1.减速器装配图一张（A1或A0）。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3或A2）。
3.设计说明书一份。
三.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.设计V带和带轮
6.齿轮的设计
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
1.组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点：
齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：
考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
图一:
传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η23η32η4η5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度v:
v=1.4m/s
工作机的功率pw:
pw=
7.7KW
电动机所需工作功率为:
pd=
9.51KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
59.4r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（16×160）×59.4=950.4~9504r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M1-2的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速nm=2930r/min，同步转速3000r/min。
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=2930/59.4=49.3
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:
i=ia/i0=49.3/3=16.4
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
3.55
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
nI=nm/i0=2930/3=976.7r/min
nII=nI/i12=976.7/4.62=211.4r/min
nIII=nII/i23=211.4/3.55=59.5r/min
nIV=nIII=59.5r/min
（2）各轴输入功率:
PI=Pd×η1=9.51×0.96=9.13KW
PII=PI×η2⋅η3=9.13×0.98×0.97=8.68KW
PIII=PII×η2⋅η3=8.68×0.98×0.97=8.25KW
PIV=PIII×η2⋅η4=8.25×0.98×0.99=8KW
则各轴的输出功率：
PI'=PI×0.98=8.95KW
PII'=PII×0.98=8.51KW
PIII'=PIII×0.98=8.08KW
PIV'=PIV×0.98=7.84KW
（3）各轴输入转矩:
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
31Nm
所以：
TI=Td×i0×η1=31×3×0.96=89.3Nm
TII=TI×i12×η2⋅η3=89.3×4.62×0.98×0.97=392.2Nm
TIII=TII×i23×η2⋅η3=392.2×3.55×0.98×0.97=1323.5Nm
TIV=TIII×η2⋅η4=1323.5×0.98×0.99=1284.1Nm
输出转矩为：
TI'=TI×0.98=87.5Nm
TII'=TII×0.98=384.4Nm
TIII'=TIII×0.98=1297Nm
TIV'=TIV×0.98=1258.4Nm
第五部分V带的设计
1选择普通V带型号
计算功率Pc:
Pc=KAPd=1.1×9.51=10.46KW
根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。
2确定带轮的基准直径，并验算带速
取小带轮直径为d1=100mm,则：
d2=n1×d1×（1-ε）/n2=i0×d1×（1-ε）
=3×100×（1-0.02）=294mm
由手册选取d2=300mm。
带速验算：
V=nm×d1×π/（60×1000）
=2930×100×π/（60×1000）=15.33m/s
介于5~25m/s范围内，故合适。
3确定带长和中心距a
0.7×（d1+d2）≤a0≤2×（d1+d2）
0.7×（100+300）≤a0≤2×（100+300）
280≤a0≤800
初定中心距a0=540mm，则带长为:
L0=2a0+π×（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×a0）
=2×540+π×（100+300）/2+（300-100）2/（4×540）=1727mm
由表9-3选用Ld=1800mm，确定实际中心距为：
a=a0+（Ld-L0）/2=540+（1800-1727）/2=576.5mm
4验算小带轮上的包角α1:
α1=1800-（d2-d1）×57.30/a
=1800-（300-100）×57.30/576.5
=160.10>1200
5确定带的根数：
Z=Pc/（（P0+∆P0）×KL×Kα）
=10.46/（（2.11+0.37）⋅1.01⋅0.95）=4.4
故要取Z=5根A型V带。
6计算轴上的压力：
由初拉力公式有：
F0=500×Pc×（2.5/Kα-1）/（Z×V）+q×V2
=500×10.46×（2.5/0.95-1）/（5×15.33）+0.10×15.332=134.8N
作用在轴上的压力：
FQ=2×Z×F0×sin（α1/2）
=2×5×134.8×sin（160.1/2）=1327.6N
第六部分齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。
1）材料：
高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：
225~255HBW。
取小齿齿数：
Z1=25，则：
Z2=i12×Z1=4.62×25=115.5取：
Z2=116
2）初选螺旋角:
β=13.50。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
确定各参数的值:
1）试选Kt=1.6
2）T1=89.3Nm
3）选取齿宽系数ψd=1
4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.44
6）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/25+1/116）]×cos13.50=1.677
7）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×25×tan13.50=1.91
8）由式8-19得:
Zε=
=
=
=0.772
9）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.99
10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11）计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×976.7×1×8×300×2×8=2.25×109
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=2.25×109/4.62=4.87×108
12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.87,KHN2=0.9
13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.87×650=565.5MPa
[σH]2=
=0.9×530=477MPa
许用接触应力:
[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（565.5+477）/2=521.25MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=54.7mm
4修正计算结果：
1）确定：
mn=
=
=2.13mm
取为标准值:
2mm。
2）中心距：
a=
=
=145mm
3）螺旋角：
β=arccos
=arccos
=13.50
4）计算齿轮参数：
d1=
=
=51mm
d2=
=
=239mm
b=φd×d1=51mm
b圆整为整数为：
b=51mm。
5）计算圆周速度v:
v=
=
=2.61m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6）同前，ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.44。
7）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/25+1/116）]×cos13.50=1.677
8）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×25×tan13.50=1.91
9）εγ=εα+εβ=3.587
10）同前，取:
εβ=1
Zε=
=
=
=0.772
11）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.99
12）由表8-2查得系数：
KA=1，由图8-6查得系数：
KV=1.1。
13）Ft=
=
=3502N
=
=68.7<100Nmm
14）由tanαt=tanαn/cosβ得：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos13.50）=20.50
15）由式8-17得：
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos13.5cos20/cos20.5=0.98
16）由表8-3查得：
KHα=KFα=1.2
17）由表8-4得：
KHβ=1.17+0.16（1+0.6ψd2）ψd2+0.61×10-3b=1.46
18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.46=1.93
计算K值满足要求，计算结果可用。
5校核齿根弯曲疲劳强度：
（1）确定公式内各计算数值：
1）当量齿数：
ZV1=Z1/cos3β=25/cos313.50=27.2
ZV2=Z2/cos3β=116/cos313.50=126.2
2）
εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ
=[1.88-3.2×（1/27.2+1/126.2）]×cos13.50=1.689
3）由式8-25得重合度系数：
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68
4）由图8-26和εβ=1.91查得螺旋角系数Yβ=0.88
5）
=
=3.15
前已求得:
KHα=1.2<3.15，故取：
KFα=1.2
6）
=
=
=11.33
且前已求得:
KHβ=1.46，由图8-12查得：
KFβ=1.43
7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.2×1.43=1.89
8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:
YFa1=2.56YFa2=2.17
应力校正系数:
YSa1=1.62YSa2=1.83
9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa
10）同例8-2：
小齿轮应力循环次数:
N1=2.25×109
大齿轮应力循环次数:
N2=4.87×108
11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1=0.83KFN2=0.85
12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[σF]1=
=
=319.2
[σF]2=
=
=248.5
=
=0.01299
=
=0.01598
大齿轮数值大选用。
（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
=
=1.62mm
1.62≤2所以强度足够。
（3）各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1=51mm
d2=239mm
b=ψd×d1=51mm
b圆整为整数为：
b=51mm
圆整的大小齿轮宽度为：
b1=56mmb2=51mm
中心距：
a=145mm，模数：
m=2mm
（二）低速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。
1）材料：
高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：
225~255HBW。
取小齿齿数：
Z3=26，则：
Z4=i23×Z3=3.55×26=92.3取：
Z4=92
2）初选螺旋角:
β=110。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
确定各参数的值:
1）试选Kt=1.6
2）T2=392.2Nm
3）选取齿宽系数ψd=1
4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45
6）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/26+1/92）]×cos110=1.691
7）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×26×tan110=1.61
8）由式8-19得:
Zε=
=
=
=0.769
9）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.99
10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11）计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N3=60nkth=60×211.4×1×8×300×2×8=4.87×108
大齿轮应力循环次数：
N4=60nkth=N3/u=4.87×108/3.55=1.37×108
12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN3=0.9,KHN4=0.92
13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]3=
=0.9×650=585MPa
[σH]4=
=0.92×530=487.6MPa
许用接触应力:
[σH]=（[σH]3+[σH]4）/2=（585+487.6）/2=536.3MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d3t:
=
=89.4mm
4修正计算结果：
1）确定模数：
mn=
=
=3.38mm
取为标准值:
3mm。
2）中心距：
a=
=
=180.3mm
3）螺旋角：
β=arccos
=arccos
=110
4）计算齿轮参数：
d3=
=
=79mm
d4=
=
=281mm
b=φd×d3=79mm
b圆整为整数为：
b=79mm。
5）计算圆周速度v:
v=
=
=0.87m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6）同前，ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.45。
7）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/26+1/92）]×cos110=1.691
8）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×26×tan110=1.61
9）εγ=εα+εβ=3.301
10）同前，取:
εβ=1
Zε=
=
=
=0.769
11）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.99
12）由表8-2查得系数：
KA=1，由图8-6查得系数：
KV=1.1。
13）Ft=
=
=9929.1N
=
=125.7<100Nmm
14）由tanαt=tanαn/cosβ得：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos110）=20.40
15）由式8-17得：
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos11cos20/cos20.4=0.98
16）由表8-3得：
KHα=KFα=1.2
17）由表8-4得：
KHβ=1.17+0.16（1+0.6ψd2）ψd2+0.61×10-3b=1.47
18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.47=1.94
计算K值满足要求，计算结果可用。
5校核齿根弯曲疲劳强度：
（1）确定公式内各计算数值：
1）当量齿数：
ZV3=Z3/cos3β=26/cos3110=27.5
ZV4=Z4/cos3β=92/cos3110=97.3
2）
εαV=[1.88-3.2×（1/ZV3+1/ZV4）]cosβ
=[1.88-3.2×（1/27.5+1/97.3）]×cos110=1.699
3）由式8-25得重合度系数：
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.67
4）由图8-26和εβ=1.61查得螺旋角系数Yβ=0.91
5）
=
=2.91
前已求得:
KHα=1.2<2.91，故取：
KFα=1.2
6）
=
=
=11.7
且前已求得:
KHβ=1.47，由图8-12查得：
KFβ=1.44
7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.2×1.44=1.9
8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:
YFa3=2.56YFa4=2.21
应力校正系数:
YSa3=1.62YSa4=1.8
9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
σFlim3=500MPaσFlim4=380MPa
10）同例8-2：
小齿轮应力循环次数:
N3=4.87×108
大齿轮应力循环次数:
N4=1.37×108
11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN3=0.85KFN4=0.89
12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[σF]3=
=
=326.9
[σF]4=
=
=260.2
=
=0.01269
=
=0.01529
大齿轮数值大选用。
（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
=
=2.59mm
2.59≤3所以强度足够。
（3）各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d3=79mm
d4=281mm
b=ψd×d3=79mm
b圆整为整数为：
b=79mm
圆整的大小齿轮宽度为：
b3=84mmb4=79mm
中心距：
a=180mm，模数：
m=3mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=9.13KWn1=976.7r/m
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