西安交通大學(xué)二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書西安交大

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書學(xué)院：西安交通大學(xué)機(jī)械學(xué)院專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)：機(jī)設(shè)0602姓名：XXX教師：XXX目錄一、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求 21.工作機(jī)有效功率 22.查各零件傳動(dòng)效率值 23.電動(dòng)機(jī)輸出功率 34.工作機(jī)轉(zhuǎn)速 35.選擇電動(dòng)機(jī) 36.理論總傳動(dòng)比 37.傳動(dòng)比分配 38.各軸轉(zhuǎn)速 49.各軸輸入功率： 410.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩： 411.各軸的轉(zhuǎn)矩 412.誤差 5三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級(jí) 5四、齒輪傳動(dòng)校核計(jì)算 5（一）、高速級(jí) 5（二）、低速級(jí) 9五、初算軸徑 13六、校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命： 14（一）、中間軸 14（二）、輸入軸 20（三）、輸出軸 24七、選擇聯(lián)軸器 28八、潤(rùn)滑方式 28九、減速器附件： 29十一、參考文獻(xiàn) 29一、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求F=2500Nd=260mmv=1.0m/s機(jī)器年產(chǎn)量：大批；機(jī)器工作環(huán)境：清潔；機(jī)器載荷特性：平穩(wěn)；機(jī)器的最短工作年限：五年二班；二、確定各軸功率、轉(zhuǎn)矩及電機(jī)型號(hào)1.工作機(jī)有效功率2.查各零件傳動(dòng)效率值聯(lián)軸器（彈性），軸承，齒輪滾筒故：3.電動(dòng)機(jī)輸出功率4.工作機(jī)轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：取10005.選擇電動(dòng)機(jī)選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S—6，同步轉(zhuǎn)速1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定功率3Kw電動(dòng)機(jī)外形尺寸中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸底腳螺栓直徑K軸伸尺寸D×E建聯(lián)接部分尺寸F×CD132216×1401238×8010×86.理論總傳動(dòng)比7.傳動(dòng)比分配故，8.各軸轉(zhuǎn)速9.各軸輸入功率：10.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：11.各軸的轉(zhuǎn)矩12.誤差帶式傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸名功率P/Kw轉(zhuǎn)矩T/Nmm轉(zhuǎn)速n/r/min傳動(dòng)比i效率η/%電機(jī)軸2.94029246.875960199Ⅰ軸2.910628954.4069604.26396Ⅱ軸2.7950118949.432225.403.06696Ⅲ軸2.6840348963.91173.46Ⅳ軸2.6306345474.27273.46198三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級(jí)考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面，閉式。選用8級(jí)精度。四、齒輪傳動(dòng)校核計(jì)算（一）、高速級(jí)1．傳動(dòng)主要尺寸因?yàn)辇X輪傳動(dòng)形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻(xiàn)[1]P138公式8.13可得：式中各參數(shù)為：（1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：（2）初選=19,則式中：——大齒輪數(shù)；——高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比。（3）由參考文獻(xiàn)[1]P144表8.6，選取齒寬系數(shù)。（4）初取螺旋角。由參考文獻(xiàn)[1]P133公式8.1可計(jì)算齒輪傳動(dòng)端面重合度：由參考文獻(xiàn)[1]P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.72由式8.2得由圖8.26查得螺旋角系數(shù)（5）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。（6）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒輪當(dāng)量齒數(shù)為，由參考文獻(xiàn)[1]P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.79，=2.20由參考文獻(xiàn)[1]P130圖8.20查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.56，=1.78（7）許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)[1]P147公式8.29算得：由參考文獻(xiàn)[1]P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為：和。由參考文獻(xiàn)[1]P147表8.7，取安全系數(shù)=1.25。小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：式中：——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)；——齒輪工作時(shí)間。由參考文獻(xiàn)[1]P147圖8.30查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為：故許用彎曲應(yīng)力為=所以初算齒輪法面模數(shù)2．計(jì)算傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算載荷系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P130表8.3查得使用由參考文獻(xiàn)[1]P131圖8.7查得動(dòng)載系數(shù)；由參考文獻(xiàn)[1]P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)；由參考文獻(xiàn)[1]P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則（2）對(duì)進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P124按表8.1，圓整為（3）計(jì)算傳動(dòng)尺寸。中心距圓整為105mm修正螺旋角小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑圓整b=20mm取，式中：——小齒輪齒厚；——大齒輪齒厚。3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由參考文獻(xiàn)[1]P135公式8.7式中各參數(shù)：（1）齒數(shù)比。（2）由參考文獻(xiàn)[1]P136表8.5查得彈性系數(shù)。（3）由參考文獻(xiàn)[1]P136圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。（4）由參考文獻(xiàn)[1]P136圖8.15查得重合度系數(shù)（5）由參考文獻(xiàn)[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)（5）由參考文獻(xiàn)[1]P145公式8.26計(jì)算許用接觸應(yīng)力式中：——接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[1]P146圖8.28（）分別查得，；——壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]P147圖8.29查得，；——安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]P147表8.7查得。故滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。（二）、低速級(jí)1．傳動(dòng)主要尺寸因?yàn)辇X輪傳動(dòng)形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻(xiàn)[1]P138公式8.13可得：式中各參數(shù)為：（1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：（2）初選=23,則式中：——大齒輪數(shù)；——低速級(jí)齒輪傳動(dòng)比。（3）由參考文獻(xiàn)[1]P144表8.6，選取齒寬系數(shù)（4）初取螺旋角。由參考文獻(xiàn)[1]P133公式8.1可計(jì)算齒輪傳動(dòng)端面重合度：由參考文獻(xiàn)[1]P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.71由式8.2得由圖8.26查得螺旋角系數(shù)（5）初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。（6）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒輪當(dāng)量齒數(shù)為，由參考文獻(xiàn)[1]P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.65，=2.28由參考文獻(xiàn)[1]P130圖8.20查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.57，=1.76（7）許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)[1]P147公式8.29算得：由參考文獻(xiàn)[1]P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為：和。由參考文獻(xiàn)[1]P147表8.7，取安全系數(shù)=1.25。小齒輪3和大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：式中：——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)；——齒輪工作時(shí)間。由參考文獻(xiàn)[1]P147圖8.30查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為：故許用彎曲應(yīng)力為=所以初算齒輪法面模數(shù)2.計(jì)算傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算載荷系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P130表8.3查得使用由參考文獻(xiàn)[1]P131圖8.7查得動(dòng)載系數(shù)；由參考文獻(xiàn)[1]P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)；由參考文獻(xiàn)[1]P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則（2）對(duì)進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P124按表8.1，圓整為（3）計(jì)算傳動(dòng)尺寸。中心距圓整為145mm修正螺旋角小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑圓整b=35mm取，式中：——小齒輪齒厚；——大齒輪齒厚。3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由參考文獻(xiàn)[1]P135公式8.7式中各參數(shù)：（1）齒數(shù)比。（2）由參考文獻(xiàn)[1]P136表8.5查得彈性系數(shù)。（3）由參考文獻(xiàn)[1]P136圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。（4）由參考文獻(xiàn)[1]P136圖8.15查得重合度系數(shù)（5）由參考文獻(xiàn)[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)（5）由參考文獻(xiàn)[1]P145公式8.26計(jì)算許用接觸應(yīng)力式中：——接觸疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[1]P146圖8.28（）分別查得，；——壽命系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]P147圖8.29查得，；——安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]P147表8.7查得。故滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。五、初算軸徑由參考文獻(xiàn)[1]P193公式10.2可得：齒輪軸的最小直徑：?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對(duì)軸徑的要求，最后取。中間軸的最小直徑：?？紤]到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命的要求，最后取輸出軸的最小直徑：。考慮到鍵對(duì)軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對(duì)軸徑的要求，最后取。式中：——由許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力確定的系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]P193表10.2，取六、校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命：（一）、中間軸1.齒輪2（高速級(jí)從動(dòng)輪）的受力計(jì)算：由參考文獻(xiàn)[1]P140公式8.16可知式中：——齒輪所受的圓周力，N；——齒輪所受的徑向力，N；——齒輪所受的軸向力，N；2.齒輪3（低速級(jí)主動(dòng)輪）的受力計(jì)算：由參考文獻(xiàn)[1]P140公式8.16可知式中：——齒輪所受的圓周力，N；——齒輪所受的徑向力，N；——齒輪所受的軸向力，N；3.齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為：4.軸向外部軸向力合力為：5.計(jì)算軸承支反力：豎直方向，軸承1軸承2水平方向，軸承1，與所設(shè)方向相反。軸承2，與所設(shè)方向相反。軸承1的總支撐反力：軸承2的總支撐反力：6.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向水平方向b-b剖面右側(cè)，豎直方向水平方向a-a剖面右側(cè)合成彎矩為b-b剖面左側(cè)合成彎矩為故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面。7.計(jì)算應(yīng)力初定齒輪2的軸徑為=38mm，軸轂長(zhǎng)度為10mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=10×8，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm，連接鍵由P135表11.28選擇=12×8，t=5mm,=32mm，轂槽深度=3.3mm。由，故齒輪3可與軸分離。又a-a剖面右側(cè)（齒輪3處）危險(xiǎn)，故：抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力扭剪應(yīng)力8.計(jì)算安全系數(shù)對(duì)調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知:抗拉強(qiáng)度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa由表10.1注②查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法）由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險(xiǎn)截面是安全的9．校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！10.計(jì)算軸承壽命由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷=23.5KN，基本額定靜負(fù)荷=17.5KN軸承1的內(nèi)部軸向力為：軸承2的內(nèi)部軸向力為：故軸承1的軸向力，軸承2的軸向力由由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承1的壽命已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命，故軸承壽命滿足要求（二）、輸入軸1.計(jì)算齒輪上的作用力由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：3.計(jì)算軸承支撐反力豎直方向，軸承1軸承2水平方向，軸承1，軸承2，軸承1的總支撐反力：軸承2的總支撐反力：4.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向水平方向其合成彎矩為a-a剖面右側(cè)，豎直方向水平方向其合成彎矩為危險(xiǎn)截面在a-a剖面左側(cè)。5.計(jì)算截面應(yīng)力由參考文獻(xiàn)[1]P205附表10.1知：抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力扭剪應(yīng)力6．計(jì)算安全系數(shù)對(duì)調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知:抗拉強(qiáng)度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa由表10.1注②查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險(xiǎn)截面是安全的7.校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=8×7，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力由于鍵，軸的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！8.計(jì)算軸承壽命由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷=17.8KN，基本額定靜負(fù)荷=12.8KN軸承1的內(nèi)部軸向力為：軸承2的內(nèi)部軸向力為：由于故軸承1的軸向力，軸承2的軸向力由由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命，故軸承壽命滿足要求（三）、輸出軸1.計(jì)算齒輪上的作用力由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：3.計(jì)算軸承支撐反力豎直方向，軸承1軸承2水平方向，軸承1，軸承2，軸承1的總支撐反力：軸承2的總支撐反力：4.計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向水平方向其合成彎矩為a-a剖面右側(cè)，豎直方向水平方向其合成彎矩為危險(xiǎn)截面在a-a剖面左側(cè)。5.計(jì)算截面應(yīng)力初定齒輪4的軸徑為=44mm，連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=12×8，t=5mm,=28mm。由參考文獻(xiàn)[1]P205附表10.1知：抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力扭剪應(yīng)力6．計(jì)算安全系數(shù)對(duì)調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知:抗拉強(qiáng)度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa由表10.1注②查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得絕對(duì)尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法）由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險(xiǎn)截面是安全的7.校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=10×8，t=5mm,=70mm。軸徑為=35mm聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力齒輪選用雙鍵連接，180度對(duì)稱分布。齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力由于鍵，軸的材料都為45號(hào)鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得，顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！8.計(jì)算軸承壽命由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷=26.8KN，基本額定靜負(fù)荷=20.5KN軸承1的內(nèi)部軸向力為：軸承2的內(nèi)部軸向力為：由于軸承1的軸向力故軸承2的軸向力由由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命，故軸承壽命滿足要求七、選擇聯(lián)軸器由于電動(dòng)機(jī)的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻(xiàn)[2]P127表13-1選擇聯(lián)軸器為HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉(zhuǎn)矩大，所選聯(lián)軸器的額定轉(zhuǎn)矩大，故選HL3型，孔徑取35mm。八、潤(rùn)滑方式由于所設(shè)計(jì)的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤(rùn)滑方式選用油潤(rùn)滑，軸承的潤(rùn)滑方式選用脂潤(rùn)滑?？紤]到減速器的工作載荷不是太大，故潤(rùn)滑油選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903——1986），牌號(hào)選68號(hào)。潤(rùn)滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。軸承的潤(rùn)滑脂選用合成鋰基潤(rùn)滑脂（SY1413——1980）。牌號(hào)為ZL——2H。由于軸承選用了脂潤(rùn)滑，故要防止齒輪的潤(rùn)滑油進(jìn)入軸承將潤(rùn)滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑?rùn)滑油污染。所以要軸