二級斜齒輪減速器設計.教材

1、課程設計目錄一、傳動方案的擬定及說明.1二、電動機的選擇.1三、計算傳動裝置的運動和動力參數 .2四、傳動件的設計計算 .3五、軸的設計計算.13六、滾動軸承的選擇及計算.21七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 .22八、 鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇26九、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇 .27一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給疋為二級減速（包含開式齒輪輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，曳引鏈鏈輪轉速：601000 v 6010000.35 oo ,.nw28 r / minzp6125開式齒輪的傳動比為4

2、,二級齒輪傳動比 840nd rwihig 28 4 （840）r/min 8964480/min 選用同步轉速為1500 r/min的電動機作為原動機二、電動機選擇1 電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三項異步電動機。它為臥式封閉結構2.電動機容量1）曳引鏈的輸出功率p w FW -F 6000 0.35 2.1kW1000 10002）電動機輸出功率P dpd 也傳動裝置的總效率1 3 2 4 5式中，12為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯(lián)軸器1 0.99 ；滾子軸承2 0.98;圓柱齒輪傳動 3 0.97 ；開式齒輪

3、帶傳動4=0.96,鏈傳動5=0.96則0.992 0.985 0.972 0.962 0.768故PdPw丄 2.734kW0.7683電動機額定功率 Ped考慮到起動載荷為名義載荷的1.5倍rw 28r/min0.768Pd 2.734kW由1表20-1選取電動機額定功率 Ped4kWi =841)、總傳動比i =1440/2851.43選定電動機的型號為Y112M-4。主要性能如下表:電機型號額定功率滿載轉速起運轉矩最大轉矩Y112M-44KW1440r/min2.22.64、計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比2) 、分配傳動比開式齒輪傳動傳動比i34，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動

4、比i ° = L 12.86i3二級減速器中：i1 =4.24i 2 =3.03高速級齒輪傳動比i11.4*i 。<1.4*12.86 4.24i。12 86低速級齒輪傳動比i2 3.03i14.24三、計算傳動裝置的運動和動力參數1. 各軸轉速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：i軸、n軸、川軸。各軸轉速為：n w1440r/ minn1440339.6r / mini 14.24n339.6112.1r / mini 23.032. 各軸輸入功率按電動機所需功率 Pd計算各軸輸入功率，即電動機的輸出功率，F(xiàn)0 Fd 2.734kW第一根軸的功率，P Fd 12.7

5、34 0.99 2.71kW第二根軸的功率，P P 2 32.71 0.98 0.97 2.57kW第三根軸的功率，P P 2 32.57 0.98 0.97 2.45kW3. 各軸輸入轉矩 T(N?m)T1=9550x2.71/1440=17.97N ?mT2=9550x2.57/339.6=72.27N ?mT3=9550x2.45/112.仁208.72N ?m四、傳動件的設計計算1、高速級齒輪傳動設計 1)、選擇材料及熱處理方式減速器采用閉式軟齒面 (HB<=350HBS),8級精度，查表10-1得確定公式中的各計算數值小齒輪40Cr調質處理HB1=280HBS大齒輪45鋼調質處

6、理HB2=240HBS2)、按齒面接觸強度計算：取小齒輪z1=20，則z2 = i2 z1，z2 =20 4.24=85，取Z2 =85并初步選定 3a. 因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b. 由圖10-30選取區(qū)域系數 Zh=2.425c. 由圖 10-26 查得 10.76,20.84,則121.603d. 計算小齒輪的轉矩：17.97 10 N mm。確定需用接觸應力e. 由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPaf. 由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效，故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸，然后驗算輪齒的彎曲強度

7、，查表9-5得齒輪接觸應力lim1 =600MPa 大齒輪的為Hm2 =550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)次數9N160n 1jLh 60 1440 1 (6 16 300)2.5 10N292.5 104.2485.87 10K HN 2=0.96i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 K hn 1 =0.90h 1 = Khni imi /S=540MpaH 2 = K HN2 lim 2 /S=528 MpaH =( H 1 + H 2)/2=543 Mpa d1t >=31.7mm3) 、計算(1) 計算圓周速度：V=d1t ji n1/60000=2.39m/s(2) 計

8、算齒寬B及模數mntB=0 dd1t =1X31.7mm=31.7mmmnt = d1t cos 3 / z1=1.53mmH=2.25 mnt =3.445mmB/H=31.7/3.445=9.2(3) 、計算縱向重合度=0.318 $ d z1tan 3 =1.704(4) 、計算載荷系數由表 10-8.10-4.10-13.10-3分別查得：KA 1.25,Kv1.12,Kh1.456,Kf 1.35,KhKf 1.2故載荷系數KkA Kv Kh Kh1.25 1.12 1.456 1.2 2.446(5) 、按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑,由式10 10a得(6) 、計算模數mn

9、tmnt = d1 Cos 3 /Z1=1.76mm4) 、按齒根彎曲強度設計2KTY cos2 YF1Ysa1aZ2F13mni(1)、計算載荷系數：K Ka Kv Kf Kf1.25 1.121.2 1.352.268、根據縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數Y 0.85(3)、計算當量齒數齒形系數20Zv1爭 22.19，cos 15Zv2853cos 15,94.3(4)、由1圖 10-5 查得 Yf1 2.72, YFa22.21由表10-5 查得 Ys11.57,a丿YS2 1.775a '由圖10-20C 但得 FE1 =500 MPa fE2 =38

10、0 MPa由圖10-18 取彎曲疲勞極限 Kfn1 =0.85, Kfn2=0.88計算彎曲疲勞應力：取安全系數S=1.4,由10-12得:f 1 = K fn1fe 1 /S=303.57 MPaf 2 = K fn 2 fe2 /S=238.86 MPa(5)、計算大小齒輪的YF1Ysa1，并比較F1YF1Ysa12.72 1.57F1303.57YF2Ysa22.21 1.775F2238.84YF1Ysa1丫F2Ysa2，故F1F2且(6)、計算法向模數0.01470.01642YF2Ysa2 代入1式(11-15 )計算。F2mm 32 2268 1797 103 °85

11、cos215 0.01642 1.141 1.6202對比計算結果，為同時滿足接觸疲勞強度，則需按分度圓直徑 d1=36.5mm來計算應有的數，于是有：取 mn1 2mm/r、 rnrrd1 COS36.5 cos15丄（7） 、則 z,117.62，故取 z1=18mn2.則 z2 =i2 z-i =76，取 z276（8）、計算中心距a1mn（N z2）2 （18 76） 97.32mm2cos2 cos15“取 a1=97mm（9）、確定螺旋角mn（Z1Z2）1 arccos 2a2（1876）rarccos14.3 “297（10） 、計算大小齒輪分度圓直徑：乙mn“d1=37 mmc

12、os14.3d2 =r 157mmcos14.3（11）、確定齒寬dad1 1 37 37mm取 B2 37mm，耳 42mm5）、結構設計。（略）配合后面軸的設計而定低速軸的齒輪計算1） 、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相冋）（HB<=350HBS）,8級精度，查表10-1得小齒輪40Cr調質處理HB 1=280HBS大齒輪45鋼調質處理HB 2=240HBS2） 、取小齒輪 z3=20，則 z4=i3 z3 3.03 20=60.6 取 z4=61，初步選定 3= 15°3)、按齒面接觸強度計算：% J ，. a£/t /確定公式中的各計算數值a. 因為齒輪分布

13、非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b. 由圖10-30選取區(qū)域系數zH2.425c. 由圖 10-26 查得 0.76,0.85,1 2貝 U1.611 2d. 計算小齒輪的轉矩：T2 72.27 103N mm確定需用接觸應力e. 由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPaf. 由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效，故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸，然后驗算輪齒的彎曲強度，查表9-5得齒輪接觸應力lim1 =600MPa 大齒輪的為Hm2 =550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)系數8N160n 1jLh 60 339.6 1

14、 (6 16 300)5.89 10N25.89 1083.0381.94 10i. 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 KHN1=0.96KHn2=0.97H 1 = K HN1 Iim1 /S=576Mpah 2= K hn2 lim 2 /S=533.5 MpaH =( H 1+ H 2 )/2=554.8 Mpa d1t >=50.854)、計算(1) 、圓周速度：V=d1t 刃 n1/60000=0.904m/s(2) 、計算齒寬b及模數mntB=0 dd1t =1X50.85=50.85mmmnt = d1t cos 3 / z1 =2.456mmH=2.25 mnt =5.5

15、26mmb/h=50.85/5.526=9.2(3) 、計算縱向重合度=0.318 $ dZ1tan 3 =1.704a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分別查得：Ka 1.25, Kv 1,Kh 1.465,Kf 1.36, Kh Kh 1.2故 載荷系數 K=1.25*1*1.2*1.465=2.2(4 )、按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑由式10-10a得ITd1 = d1t 一=56.54mm Kt(5)計算模數mntmnt = d1 cos 3 / Z3=2.73mm5) 、按齒根彎曲強度設計由式10-17mn12KT2Y cosYF1Ysa1F1a上式中KKa Kv

16、心心1.25 1 1.2 1.362.042 a Z1b根據縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數丫3 =0.85c計算當量齒數齒形系數20 19 61zv13“2219，Zv2367.7cos 15cos 15由1圖 10-5 查得 YF12.72, YF2 2.28由圖 10-20C 但得 fe1 =500 MPa fe2 =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限 Kfni=0.86, Kfn2=0.89d計算彎曲疲勞應力：取安全系數S=1.4,由10-12得:f i = K fn 1 fe1 /S=307.14 MPaf 2 = K fn 2 fe2 /S=241.

17、57 MPae比較YfY1F1"1.5710.01363307.14YF2Ysa2F2228 1730.01633241.57且 YF1Ysa1斗2“2，故應將YF2Ysa2F1F2代入1式（11-15 ）計算。F2f法向模數m12KTYfY1 cos2a(U 1)乙2F121 1.61 202 2°4 3396 103 °85 COS215 0.01633 3對比計算結果，為同時滿足接觸疲勞強度，則需按分度圓直徑d1=55.6mm來計算應有的數，于是有：d1 cos取mn1 3mm 乙56.54 cos1518，故取z1 =18mn3.貝y z2 =i2 z1

18、=55g中心距mn(Z12cosz2)3 (18 型 113mm2 cos15'取 a1=113mmh確定螺旋角1 arccos2a3 (18 55)arccos1432 113i計算大小齒輪分度圓直徑d3= Z3mn56mmcos143d4= "g170mmcos14.3”J 齒寬B4ad3 1 56 56mm取 B4 56mm, E33 61mm4）、齒輪結構設計，（略）配合后面軸的設計而定五、軸的設計計算1.高速軸I設計1） 按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-31，取A 1002）初算軸的最小直徑高速軸I為輸入軸，最小直徑處跟

19、 V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽, 故最小直徑加大 6% dmin=13.1mm?？紤]到此端要和聯(lián)軸器的孔配合，故取 dmin =16mm高速軸工作簡圖如圖（a）所示rndk1也d首先確定個段直徑A段：d1=16mm由最小直徑算出B段：d2=18mm根據油圭寸標準，選擇氈圈孔徑為18mm的C段：d3=20mm與軸承（角接觸球軸承 7204）配合，取軸承內徑D段：d4=26mm 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mmE段：d5 =37mm將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據課程設計指G段，d7=20mm,與軸承（角接觸球軸承 7204）配合，取軸承內徑F段：d6 =26mm,設計非定位軸肩取軸肩

20、高度h=3mm第二、確定各段軸的長度A 段：L1=45mmB段：L2=33mm考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取33mmC段：L3=20mm,與軸承（角接觸球軸承 7204）配合，加上擋油盤長度 （參考減速器裝配草圖設計p24）L3 =B+A 3+2=10+8+2=20mmG段：L7=20mm,與軸承（角接觸球軸承 7204）配合，加上擋油盤長度 （參考減速器裝配草圖設計p24）F 段：L6 6mm ， L6=A 2-2=8-2=6mmE段：L5 40mm，齒輪的齒寬EBi 40mmD段：L4 =80mm,考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減在去箱體內已定長度后圓整得 L4=80mm2、軸

21、n的設計計算1） 、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-31，取A 1002）初算軸的最小直徑軸n的設計圖如下:F-1丿ch山 rL V首先，確定各段的直徑A段：d1=35mm,與軸承（角接觸球軸承 7207）配合B段:d2 -40mm與齒輪孔配合C段：d3 -50mm定位軸肩，取 h-5mmD段：d4 -46mm,非定位軸肩E段：d5-35mm,與軸承（角接觸球軸承 7207）配合F 段：d6 -33mmG段：d7 -30mm,聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段：Li-34mm,由軸承長度， 3， 2,擋油盤尺寸B段:L2-54mm齒輪齒寬減去

22、2mm便于女裝C段：L3-6mm,軸環(huán)寬度，取圓整值D段：L4 -55mm由兩軸承間距減去已知長度確定E段：L5 -23mm,由軸承長度F段：L6-30mm,考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段：L7 -50mm聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算，第一根軸與第二根軸各軸段直徑遠大于計算所得最小直徑，且轉矩小，無 需校核。第三根軸：求軸上載荷已知：Ft 2634N, Fr 963N,Fa 675N設該齒輪齒向是右旋，受力如圖：Li 62.25mm ,L2121.25mm由材料力學知識可求得水平支反力：Fnhi 1186NFnh2 612NM H 75367N mm垂直支反力：Ma 46854N mm,Fn

23、v1 446N,Fnv2 228NMV1 27632 N mm,MV2 74472 N mmM179863N mm,合成彎矩1M2106325N mm由圖可知，危險截面在B右邊算得W=7830ca=M ca/W=15.23MPa<70MPa軸材料選用40Cr查手冊 1 70MPa符合強度條件！六、滾動軸承的選擇及計算1. I軸軸承型號為7204的角接觸球軸承1）計算軸承的徑向載荷：Fr1. FrNH 1 FNv1703? 1360?1531NFr2 FrNH 2 FNv 2<1136? 872? 1139N2） 計算軸承的軸向載荷（查指導書p125） 7204的角接觸球軸承的基本

24、額定動載荷 Cr=43.3KN,基本額定靜載荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6 兩軸承派生軸向力為：Fd1Fr1- 478N,Fd2&2一 356N2Y2Y因為 Fa Fd2 496N356N852N Fd1 356N軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松Fai Fa Fd2 852 N、Fa 2 Fdi 356N2） 計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數fp 1.5因為 Fa1852 0.56 e 0.37 X 10.4,Y11 .6Fr1531P1fp XFr1 YFa12963因為 Fa23560.312 e, X2 1,1 0Fr21139P2fp XFr2

25、YFa21709所以取P P22963 N3）校核軸承壽命663106 C10643.3 103 3Lh （_） h （） h 43750 h60n P60 14402963按一年300個工作日，每天2班制.壽命11年故所選軸承適用。2.n軸軸承1）計算軸承的徑向載何：FMJfNh1FNv1V2446291722612NFr2JfNh2FNv2J1762652188N2） 計算軸承的軸向載荷（查指導書p125） 7205角接觸球軸承的基本額 定動載荷 Cr=43.3KN,基本額定靜載荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6兩軸承派生軸向力為：Fd1 電 816N,Fd2 Fx2

26、59N2Y2Y因為 Fd1 Fa 816N496N1312N F'a Fd2 1193N軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊Fa2 Fa Fd1 1312N、Fa1 Fd2 59N2）計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數fp 1.5因為0.026 e 0.37 X 11, Y10Fr1 2612p1fp XFr1 YFa13918N因為邑!3126.98 e, X20.4,Y21.6Fr2188P2fp XFr2 YFa23262 N所以取P p 3918N3）校核軸承壽命,106 ,C、10643.3 103、3 一 “c"“Lh （）h（） h 712365h60n P60

27、 339.63918按一年300個工作日，每天2班制.壽命15年故所選軸承適用。2.川軸軸承1）計算軸承的徑向載何：FM JfNh 1 FNv1V29482 11072 3149NFr2 JfNh2 FNv2 J15132 268 1616N2） 計算軸承的軸向載荷（查指導書p125） 7207的角接觸球軸承的基本 額定動載荷 Cr=90.8KN,基本額定靜載荷 Cor=114KW e=0.4 , Y=1.5兩軸承派生軸向力為：Fd1 FrL 1050N,Fd2 皂 539N2Y2Y因為 Fd1 Fa 1134N1050N2184N Fd2 539N軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊Fa2 F

28、d1 1050N、Fa2 Fa Fd1 2184N2）計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數fp 1.5因為1050 0.3334 e 0.37 X 11 , Y10Fr1 31495fp XFM YFa14724 N因為21841.35 e, X204丫21.5Fr21616p2fp XFr2 YFa25885 N所以取P F25885N3) 校核軸承壽命Lh10-(-)60n F106(90.8 103 )360 112.1(58851076572h按一年300個工作日，每天2班制.壽命24年故所選軸承適用。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算公稱尺寸bx h軸的公稱直 徑(mm)鍵長度(mm)工作長度(mm)鍵類 型高速軸6X 5163529A中間 軸8x 7283426A低速 軸8X 7306456A12 x 8405543A由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，材料選用45鋼，所以許用擠壓應力p 110MPa，所以上述鍵皆安全。滿足設計要求八、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇1鑄件減速器機體結構尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關系機座壁厚0.025a+3mm=6.84mm取 8mm機蓋壁厚S 10.02a+3=6.06mm<8mm取 8mm機座凸緣厚度b1.