二级圆柱斜齿轮减速器说明书 东.docx
机械设计课程设计计算说明书设计题目：一级斜齿轮减速器机电院工业设计专业09工业设计一班设计者：孙正伟指导老师：张雷2011年12月22日内蒙古农业高校选择V带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。传动装置的总效率必=122334=0.96×0.992×0.99×0.983=0.877；力为V带的效率，2为第一对轴承的效率，小为齿轮的效率，力为轴承的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采纳开式效率计算）O2 .电动机的选择电动机所需工作功率为：P工作=3.65kw经查表按举荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i=2,二级圆柱斜齿轮减速器传动比iwt,则总传动比合理范围为ia=16160。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Y1.12M4的三相异步电动机，额定功率为4.（）额定电流8.8A,满载转速“n=1460rmin,同步转速1500rmi11o3 .确定传动装置的总传动比和安排传动比（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i1,=7.94（2） 安排传动装置传动比i总=7.94iv=2i减=3.974.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速11=MiG=680nff11z/f1.171.285（2） 各轴输入功率P1=PIJXj1.=3.838kwp=p1.X2X小=3.539kw（3） 各轴输入转矩T=Tj×iv×1.Nm电动机轴的输出转矩7；=9550&=9550X3.791/1440=191.296所以：T1=Tj×in×1.=T1.1.=TJXZ1XIX小=I03.535Nr11运动和动力参数结果如下表n（rmin）P（kw）T（NM）1轴7203.63948.2722轴146.9393.459231.8055.设计V带和带轮确定计算功率查课本%表9-6Ka=I.2Pca=XaPd=J.549,式中心为工作状况系数，P为传递的额定功率,既电机的额定功率.选择带型号依据Ps=,AA=1.3,查课本8-1表选用带型为A型带.选取带轮基准直径力1,加查课本表8-6表8-8小带轮基准直径4a=90E验算带速V=6.78/s<35"S在530soJdinm_×90×14(X)60x100()-671.000范围内，V带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度&由于。Kd4+%)4%2(d4+),所以初步选取中心距a：定中心距ao=400mm1.=2"q+么)+“1%)-=124m".查课本儿2表8-2选取基准长度1.=1250nun=t1.+"4=4(X)-(I25()-1224)/2=413nun取a1.i11=a-O.0151.d=400-0.015×1250=39InunAg=a+0.0321.d=448mm(6)验算小带轮包角叫囚=180_女旦X丝=1675，包角合适。aa确定V带根数Z因4"=，带速V=6.18m/s，传动比"=2,查课本外表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得Ao=0.174w.查课本以表8-2得,=0.93.查课本R“表8-8,并由内插值法得=0.97由名公式8-22得Z=3.923故选Z=4带。(8)计算预紧力用查课本%表8-4可得4=0.1总m,故：单根一般V带张紧后的初拉力为Fo=122N(9)计算作用在轴上的压轴力FP利用名公式8-24可得：Fp=969.726N6.齿轮的设计减速器齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用40调制齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数4二24速级大齿轮选用45,钢正火,齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=95.28圆整取z*=96齿轮精度按GB/T100951998,选择7级,齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1 .确定公式内的各计算数值试选K1=2查课本由勺,图10-30选取区域系数Z”=2.433试选夕=14”,查课本由自,图10-26查得%=078心尸0.87=0.78+0.87=1.65Kh,vi=0.9Kw2=0.95查课本由小图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限Sm=,大齿轮的接触疲惫强度极限,ta1.1.=550%取失效概率为1%,平安系数S=I,则接触疲惫许用应力j1.=心”°“加=558MPasj=!-查课本由%表10-6查材料的弹性影响系数Zt=189.8MPn选取齿宽系数二08T=95.5×10'×Rz,b=229.461=62.117mmD1.t>=80.86811un2 .计算圆周速度=吧"衿3.=（）53必6O×100O60x10003 .计算齿宽b=d,=62.117mm4 .计算齿宽与齿高之比%模数尸2.5BZh=5 .计算纵向重合度Sft=0.318朽Z1.IanW=0-31«×24×tan14=1.9(136 .计算载荷系数KKw,=1.426运用系数Ka=I同高速齿轮的设计,查表选取各数值K尸2K=1.35Kwu=Kftt=1.1.故载荷系数K=KMKHiKwt=IX1.03×1.2X1.426=2.157 .按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d尸dJm=71.77X76.33,由计算模数S=叱皿=7633xcs1.4=3.321.303.按齿根弯曲强度设计m一座小%V%z%,r确定公式内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩笃=143.3kNm(2) 确定齿数Z因为是硬齿面，故取Zi=23Zz=96i=0.032%<5%,允许(3) 初选齿宽系数也按对称布置，由表查得力=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角6=14(5)载荷系数KK=KAK,Kr.K寿=IX1.25X1.IX1.35=1.912(6)当量齿数Zu=ZI/cos"=30/cos,12=32.056z,2=z"cos"=70/cosi12=74.797由课本心表10-5查得齿形系数Y府和应力修正系数丫%yra1.=2.491.%s=2.232Ysa1.=.636.Ysa2=1.751(7) 螺旋角系数Y,轴向重合度刖例矶=加阳¢5=1.903(8) 计算大小齿轮的落齿轮弯曲疲惫强度极限r=321.43P,fe=252.434/?查课本由勺图10-18得弯曲疲惫寿命系数KYO.90Kw=O.93S=1.4r1=必E血=303.57M/：r,S1.4"=坛包1=093x380=238.86,相,-S1.4-计算大小齿轮的上盘,并加以比较,I2=1x1=0.01363r1321.43=0.01642匕心422.1.981.782r2-252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数2×I.9I2×2.198×I05×0.88×cos214×0.0I55CIU，0、|g诲"=2.35""”对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数叫大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取i11=2.5mm但为了同时满意接触疲惫强度，须要按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1.=76.33,由来计算应有的齿数.Z=7633c°34=26取Z尸26z,=3.54X31=96取z=96初算主要尺寸计算中心距a二红马也=鳖生史笠=180.35,M2cos/72×Cos1.4将中心距圆整为180，加修正螺旋用=aCCOS01.望网=arccos(31.+1.()9)-2-5=13.53.312a2×I73因尸值变更不多,故参数%,%"等不必修正分度圆直径62m>dA加“_31x2.5'CoS-CO$13.34.264二含紫/84加计算齿轮宽度B=62mm圆整后取b1.=62mmb2=67mm7.传动轴承和传动轴的设计1 .传动轴承的设计.求输出轴上的功率P、，转速转矩9P.=3.03KWn,=38.32rmin,=756.24N.m.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=280.27三h而F="E=F1生受丝=5396.5W280.27tanan,-n,ettan20"E、.,=5396.51×=2023.44NCoS万COS1.3.48.31"F1=F,tan=5396X0.246734=1331.37N圆周力F,径向力F,及轴向力E的方向如图示：.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,依据课本表15-3取4,=1124"M=AY匡4807"”V«3输出轴的最小直径明显是安装联轴器处的直径4，为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本心表14-1,选取=1.3Tta=K(X=I.3X719386=935201.8Vm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册22-112选取1.T7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径t1.1.=5()mm,故取45=50”.半联轴器的长如=112w1.半联轴器与轴配合的毂孔长度为I=Mmm.依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满意半联轴器的要求的轴向定位要求，I-II轴段右端须要制出一轴肩，故取I1.-In的直径45=47.；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径/)=5(切”半联轴器与轴配合的轮教孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故IT1.的长度应比略短一些，现取品=82"“初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并依据诙国=47.，由轴承产品书目中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承701OC型.dDBdzD2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.970IOC50801659.270.970IOAC50902062.477.772IOC2 .从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d×D×B=50）tun×Ofut×1Gtnm,故<i.=dn-=；而11.w=I6nvn.右端滚动轴承采纳轴肩进行轴向定位.由手册上查得70IOC型轴承定位轴肩高度h>Q.tdM=3.5叽因此4、._V=57mm, 取安装齿轮处的轴段Ga=58恤；齿轮的右端与左轴承之间采纳套筒定位.已知齿轮毅的宽度为75mm,为了使套筒端面牢靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度，故取Rw=72E.齿轮的左端采纳轴肩定位，轴肩高3.5,取dif=65.轴环宽度）士1.4，取b=811un. 轴承端盖的总宽度为20Imn（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）.依据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离/=30mm,故取.1=50""”. 取齿轮距箱体内壁之距离"16”，两圆柱齿轮间的距离c=20rnif1.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8”吗已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长1.=速恻,则u.v=7十$+(75-72)=(16+8+16+3)=432，IV7=1.+s+c+°-u.v"y-v=(50+8+20+16-24-8)nn=62至此，已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先依据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，对于圆锥滚子轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.1.,+1.5=114.Snvn+60.8Iw=175.6nvnFNHA=一匕=4348.16F,=4348.I6×=1506N175.6也=2MbV175.6FTG=-J一广一=809NFw1.=F,-Fw2=1630-809=821NM11=172888.8,ItunMvi=Fvi1.i=80)×114.8=92873.2N-nnMv2=Fu.,1.j=821×60.8=49916.8NRImM1=川72889?+92873?=196255.1VwwM2=179951Nv住动轴)从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度依据-W+一"962552+(1x31I.35)2J1.-ii?-"V-51727二,°82前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得bJ=60MP,%<j此轴合理平安
