机械设计课程设计-二级斜齿圆柱齿轮减速器13368.doc

一. 电动机的选择一、电动机输入功率 二、电动机输出功率其中总效率为查表可得Y132S-4符合要求,故选用它 Y132S-4(同步转速，4极)的相关参数 表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器初分传动比为，，二、计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表2项目电机轴高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速1440576135.75362.706功率5.55.285.0704.869 转矩 36.47687.542356.6951038.221传动比2.54.2433.031效率0.96 0.960.922四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取（5）选取螺旋角，初选螺旋角2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值①试选，由图10-26，则有②小齿轮传递转矩③查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数④查表10-6可得材料的弹性影响系数⑤查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限⑥按计算式计算应力循环次数⑦查图可选取接触疲劳寿命系数，⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，按计算式(10-12)得（2）计算相关数值①试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得②计算圆周速度③计算齿宽及模数④计算总相重合度⑤计算载荷系数查表可得使用系数，根据，7级精度，查表10-8可得动载系数，由表10-4查得的值与直齿轮的相同，为1.419 ，故载荷系数⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得⑦计算模数3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即（1）确定公式内的各计算数值①、计算载荷系数②根据纵向重合度，查图10-28可得螺旋角影响系数。

③查图可选取区域系数，，则有④查表取应力校正系数，⑤查表取齿形系数，线性插值法)⑥查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数，⑧计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数，按计算式(10-22)计算得⑨计算大、小齿轮的并加以计算 大齿轮的数值较大2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则4、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数（5）选取螺旋角，初选螺旋角2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值①试选②小齿轮传递转矩③查表10-7可选取齿宽系数, 查图10-26可选取区域系数，，则有④查表可得材料的弹性影响系数。

⑤查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限⑥按计算式计算应力循环次数⑦查图可选取接触疲劳寿命系数，⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数,于是得（2）计算相关数值①试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得②计算圆周速度③计算齿宽及模数④计算总相重合度⑤计算载荷系数查表可得使用系数，根据，7级精度，查表可得动载系数，，，故载荷系数⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得⑦计算模数3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值①计算载荷系数②根据纵向重合度，查图可得螺旋角影响系数③计算当量齿数④查表可取齿形系数，⑤查表可取应力校正系数，线性插值法)⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数，⑧计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，按计算式计算⑨计算大、小齿轮的并加以计算大齿轮的数值较大2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则4、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，五 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为d2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理3、计算轴的最小直径，查表可取应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使与带轮相配合，且对于直径的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取，根据装配关系，定（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为，故，段挡油环取其长为19.5mm,则3）段右边有一定位轴肩，故取，根据装配关系可定，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则（5）计算可得、（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为,大带轮与轴的配合为，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷和带传动有压轴力(过轴线，水平方向)，。

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一 图二图三[注]图二中通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中通过另加转矩而平移到指向轴线同理 6 、求两轴承的计算轴向力和对于型轴承，轴承的派生轴向力故7、求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，对于轴承2，8、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有故符合要求9、弯矩图的计算水平面： ,N,则其各段的弯矩为：BC段：由弯矩平衡得M-CD段：由弯矩平衡得铅垂面：则其各段弯矩为：AB段：则 BC段：则 CD段：则 做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面现将计算出的截面处的、及的值列于下表 表3载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩10、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，因此，故安全11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）根据，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：高度：,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度键和轮毂键槽的接触高度则，故合适。

所以选用：键C GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的、、都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为 中速轴小齿轮上的三个力分别为 2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理3、计算轴的最小直径，查表可取轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为：故用挡油环定位轴承，故段右边有一定位轴肩，故低速级小齿轮与箱体内壁距离为16,与箱体内壁距离为8，故左边挡油环长为24，则（2）低速级小齿轮轮毂为95，即取两齿面的距离为8，即（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55，故取、、各有一定位轴肩，故依次可取（4）计算可得6、轴上零件的周向定位低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接其尺寸为齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。

求两轴承所受的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三7、求两轴承的计算轴向力和由齿轮中计算得，对于型轴承，轴承的派生轴向力算得所以 8、求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，。