二級圓柱斜齒輪減速器

1、目 錄設計任務書 2第一部分 3傳動方案 3原動機選擇 3傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配 4運動和動力參數(shù)計算 5第二部分 6減速器外傳動零件的設計 6選擇聯(lián)軸器 6減速器內(nèi)傳動零件的設計 7 高速級減速齒輪設計 7低速級減速齒輪設計 11軸的設計及校核 16 中間軸軸承的校核 21中間軸鍵的校核 21第三部分 22參考資料 22第一部分 傳動裝置總體設計一、 傳動方案（已給定）1） 減速器為兩級展開式圓柱斜齒輪減速器。2） 方案簡圖如下：計 算 與 說 明結(jié)果二、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）1）選擇電機類型： 電機類型很多，因本課程設計對電機無特別要求，所以一般選用Y系

2、列三相異步電動機 （3. P.273.）2）選擇電機容量：(1)工作機所需的工作功率Pw：對卷揚機給定： 起吊重量Q=4500（N），起吊速度v=0.9(m/s) Pw = Qv/1000=4.05kw(2)電動機所需的功率Pd: Pd = Pw/aa 傳動裝置的總效率。 a =1·2·3· i 每個傳動副（齒輪、蝸桿、鏈 及帶），每對軸承，每個聯(lián)軸 器及卷筒的效率。 可查：1. P.7.表1. 及 P.12. a =卷·凸緣聯(lián)軸器·4軸承·2齒輪·彈性聯(lián)軸器 =0.96×1×（0.993×0.

3、98）×0.982×0.99 =0.8679（其中卷0.96, 凸緣聯(lián)軸器=1,滾動軸承0.99,滑動軸承0.99, 齒輪=0.98, 彈性聯(lián)軸器0.99）Pd = Pw/a4.05/0.8679=4.6664=4.7kw(3)電機的額定功率Ped: 應略大于Pd，即應： Ped Pd =4.7kw3）確定電機轉(zhuǎn)速nm（nm 電機的滿載轉(zhuǎn)速）： 同類型、同容量的電機有幾種同步轉(zhuǎn)速（3000，1500，1000，750 r/min） 同步轉(zhuǎn)速 電機尺寸、重量、價格，選擇時應綜合考慮。 (1)傳動裝置總傳動比的合理范圍ia： ia= i1·i2·i3

4、3; ii 各級傳動副傳動比的合理范圍 1. P.7. 表1. 二級圓柱 i= 840ia= i= 840 (2)工作機轉(zhuǎn)速n： 在本課程設計中，可按下式確定： n = 60×1000V/D=45.23r/min V 帶速或起吊速度，m/s D 卷筒或滾筒直徑，mm (3)電機轉(zhuǎn)速的可選范圍nd： nd = ia·n=（840）×45.23r/min=（3621809）r/min (4)確定電機轉(zhuǎn)速nm a在nd中，選定電機的同步轉(zhuǎn)速： 考慮到經(jīng)濟性，選擇：nm=1500r/min b按nd、Ped 3. P.291. 選定電機型號。 選擇機座號：132S1 c記

5、下電機的外形尺寸，軸伸尺寸，鍵接尺寸，滿載轉(zhuǎn)速。中心高H外形尺寸L×（AC/2+AD）×HD地腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K132475×347.5×315216×14012軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD38×8010×41三、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1）傳動裝置的總傳動比ia： 由電機滿載轉(zhuǎn)速nm及工作轉(zhuǎn)速n確定： ia = nm/n = i1·i2 in ii 各級傳動裝置的傳動比。 對于此減速器：ia = nm/n=32.0584 2）傳動比的分配 1.

6、P.1519. 記：i減,i1,i2 減速器的總傳動比，高速級及低速級的傳動比。對展開式兩級圓柱齒輪減速器： 宜：i1 =i2 = i減/i1 取1.31.4的中間值1.35,得：i1=6.58,i2=4.87四運動和動力參數(shù)計算：1.各軸的轉(zhuǎn)速：軸n= nm/i01450/1=1450r/min軸n= n/i11450/6.58=220.36r/min軸n= n/i2220.36/4.87=45.25r/min卷筒軸 n卷= n/i345.25/1=45.25r/min2各軸的輸入功率：軸P= Pdo1=4.7×0.99=4.65kw軸P= P12=4.65×0.99&#

7、215;0.98=4.51kw軸P= P23=4.51×0.99×0.98=4.38kw卷筒軸 P卷=P34=4.38×0.99=4.34kw各軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：Td=9550×Pd/nm=30.96 N·m軸T= Tdioo=30.96×1×0.9930.65N·m軸T= Ti112=30.65×6.58×0.99×0.98195.67N·m軸T= Ti223=195.67×4.87×0.99×0.9892

8、4.52N·m卷筒軸 T卷= Tio34=924.52×1×0.99915.27N·m各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率軸名功率(kW)轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸4.730.96145010.99軸4.654.6030.6530.3414506.580.97軸4.514.46195.67193.71220.364.810.97軸4.384.34924.51915.2745.2510.99卷筒軸4.344.25915.27896.9645.25第二部分 傳動零件的設計計算一減速器外傳動零件的設計選擇

9、聯(lián)軸器 1類型選擇： 1）高速軸（電機軸與軸的）聯(lián)軸器： 彈性套柱銷聯(lián)軸器 3 P.146.2）低速軸（軸與卷筒軸的）聯(lián)軸器： 凸緣聯(lián)軸器 3 P.142. 2尺寸選擇： 1）估算、軸的軸徑d，d： 軸材料： 一般用45號鋼 估算公式： dAo 4 P.370.得： d17.22mmd53.61mm對于d100mm的軸有一鍵槽時軸徑增大57 有兩鍵槽時軸徑增大1015則： d18.0818.43mmd58.9761.65mm2）按以下條件選擇聯(lián)軸器 Tca T聯(lián)n n聯(lián) 4 第十四章Tca=KA×T（KA 根據(jù)工作條件取1.5見4.P351） 對于軸：T聯(lián) 45.98N·m

10、 n聯(lián) 1450r/min 對于軸：T聯(lián) 1386.8 N·m n聯(lián) 45.25r/min 3）把d，d圓整到與聯(lián)軸器孔徑一致，軸徑應在聯(lián)軸器孔徑范圍內(nèi)。 3定型號： 同時記下聯(lián)軸器的孔徑長度等。 對于高速軸和電機：彈性套柱銷聯(lián)軸器TL6主動端J型軸孔直徑38mm 長度60mm從動端J型軸孔直徑32mm 長度82mm 對于低速軸和卷筒軸：凸緣聯(lián)軸器YL12主動端J型軸孔直徑60mm 長度107mm 從動端根據(jù)卷筒軸直徑及長度具體確定二減速器內(nèi)傳動零件的設計：一、高速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號

11、鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用8級2）設計過程：(1)設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。初選小齒輪齒數(shù)Z120 大齒輪齒數(shù)Z2Z1×i120×6.58=131.6 取Z2132螺旋角14(2)按齒面接觸疲勞強度設計，由式（4.P218 式1021）確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù)：試選=1.62)區(qū)域系數(shù)Z：查4.P217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 3)端面重和度：由4.P215圖10-26得：1=0.75 2=0.93 則=1+2=0.75+0.93=1.68 4)許用接觸應

12、力由圖4.P209圖1021d及圖1021c按齒面硬度查得：（按4.P191表101：小齒輪齒面硬度取240HBS大齒輪齒面硬度取200HBS）小齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim1590MPa(取MQ值)大齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim2500MPa(取ME和ML的中間偏上值)由4.P206公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×10N=N1/i1=4.0646×10/6.58=6.1773×10 (i1=)查課本4.P207圖10-19得：K=

13、0.93 K=0.95（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用4.P205公式10-12得:=0.93×590=548.7MPa=0.95×500=475MPa 則許用接觸應力： =(+)/2=(548.7+475)/2=511.85MPa 5)彈性影響系數(shù)：查課本由4.P201表10-6得： =189.8MP 6)齒寬系數(shù)：由4.P205表10-7得: =17)傳遞的轉(zhuǎn)矩T1T1=30.34 N·m30340 N·mm(傳遞的轉(zhuǎn)矩即是軸的輸出轉(zhuǎn)矩)代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d37.84mm從而得：計算圓周速度2.

14、873m/s 計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b=37.84mm 計算模數(shù)m 初選螺旋角=14=1.836mm 計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×1.836=4.131 = =9.16 計算縱向重合度=0.318=1.5857 計算載荷系數(shù)K查4.P193表102使用系數(shù)=1.25(工作時有輕微振動)根據(jù),8級精度, 查4.P194圖10-8得動載系數(shù)K=1.15查4.P196表10-4得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)K=1.450查4.P198圖10-13得: K=1.35查4.P195表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1.25×

15、1.15×1.2×1.45=2.5按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=37.84×=43.91計算模數(shù)=(3) 齒根彎曲疲勞強度設計由4.P201公式105彎曲強度的設計公式確定各參數(shù)的值:1) 確定載荷系數(shù)K： KK K K K=1.25×1.15×1.2×1.35=2.332) 螺旋角影響系數(shù)Y 根據(jù)縱向重合度，從4.P217圖10-28查得： 螺旋角影響系數(shù)Y=0.883)  計算當量齒數(shù)zz/cos20/ cos1421.89  zz/cos132/ cos14144.50 4) 查取齒形系數(shù)Y和應

16、力校正系數(shù)Y:由4.P200表10-5用插值法得：齒形系數(shù):Y2.7244 Y2.1444  應力校正系數(shù):Y1.5689  Y1.82565) 計算并比較大小齒輪的由4.P208圖10-20c查得：小齒輪彎曲疲勞強度極限（取MQ線值）由4.P207圖10-20b查得：大齒輪彎曲疲勞強度極限（取ME和ML中間偏上值）由4.P206圖10-18查得：彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90 K=0.93(取網(wǎng)格中間值)其中應力循環(huán)次數(shù)：N=60nj =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×10N=N

17、1/i1=4.0646×10/6.58=6.1773×10 (i1=)計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4=小齒輪的數(shù)值大，故選用代入數(shù)據(jù)得：1.39mm 對比計算結(jié)果，齒面疲勞強度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強度計算的法面模數(shù)，可以在滿足彎曲疲勞強度的前提下，按由接觸疲勞強度的所確定的分度圓來計算齒數(shù)(4)幾何尺寸計算計算中心距 a=166.42將中心距圓整為a170取法面模數(shù)為2由a=(其中，6.58)得：22其中16516522143按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos°因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=45

18、.33d=294.67計算齒輪寬度B=圓整得： i1=143/22=6.5傳動比誤差為：(6.5-6.58)/6.58=-1.216%修正傳動比：i2 = i減/i132.0584/6.5=4.93軸名功率(kW)轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸4.730.96145010.99軸4.654.6030.6530.3414506.500.97軸4.514.46193.23191.30223.084.930.97軸4.384.34924.24915.0045.2510.99卷筒軸4.344.25915.00896.7045.25二、低速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用8級2）設計過程：（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。初選小齒輪齒數(shù)Z120 大齒輪齒數(shù)Z2Z1×i120×4.93=98.6 取Z299螺旋角14（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（4.P218 式1021）確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù)：試選=22)區(qū)域系數(shù)Z：查4.P217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 3)端面重和度：plea