浙江工业大学二级斜齿减速箱设计说明书

1设计任务：二级斜齿圆柱齿轮减速箱传动方案。1.I轴2.II轴3.低速级小齿轮4.低速级大齿轮5.III轴6.高速级小齿轮7.高速级大齿轮8.减速箱体原始数据：项目参数工作拉力2700N运输带工作速度1.2m/s卷筒直径500mm备注：工作寿命为5年（每年按365天计算），工作24小时，运输机工作平稳转向不变。2设计内容计算及说明结果1.减速箱方案的拟定2.电机的选择1.减速箱方案的拟定1.1工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱的体积不是很大，属于小型减速器,传递的功率也不是很大.由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(15年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。1.2传动方案的拟定及说明（1）.斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时、旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（2）.高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。2.电机的选择2.1选择电动机型号按设计任务书要求，选用Y型三相异步电动机，该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜。2.2电动机功率的确定工作机的有效功率为1000wwFVP从电动机到工作机传送带间的总效率为232123a由《机械设计课程设计指导书》表1-7可知：1：联轴器传动效率0.98（弹性联轴器）2：滚动轴承效率0.995（滚子轴承）3：齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）w：卷筒传动效率0.9433.分配传动比4.运动参数所以电动机所需工作功率为wadPP(3）确定电动机转速按表2-3推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比'8~40i而工作机卷筒轴的转速为1000601000601.245.84/min500wvnrD所以电动机转速的可选范围为'(8~40)45.84min(366.72~1833.6)mindwninrr符合这一范围的同步转速有750minr、1000minr、1500minr三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000minr的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计指导书》表12-1选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能和参数如下表1-1和1-2：表1-1所选电机技术数据电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y132M-45.59603.分配传动比3.1分配原则⑴各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。⑵使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。⑶使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等以利实现油池润滑。⑷使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。3.2计算高速级传动比1i和低速级传动比2i对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取121.4ii。由设计要求可知，减速器总传动比为96020.9445.84i,即1220.94ii。故取15.41i，23.87i4.运动参数的计算，Y132M-4电动机15.41i23.87i4的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。1P,2P,3P分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率（kw）1n,2n,3n分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速（r/min）1T,2T,3T分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的扭矩（Nm）4.1各轴的转速1960r/minn121960177.45r/min5.41nni232177.4545.84r/min3.87nni4.2各轴的输入功率011=3.8730.98=3.80PPkw23213.80.9950.973.67PPkw21323.670.9950.973.54PPkw4.3各轴的转矩1113.89550955037.8960PTkwn2223.6795509550197.5177.45PTkwn3333.5495509550737.545.84PTkwn将计算结果汇总列表备用轴号转速(r/min)功率(kw)扭矩(NM)I9603.837.8II177.453.67197.51960r/minn2177.45r/minn345.84r/minn1=3.8Pkw23.67Pkw33.54Pkw137.8TNM2197.5TNM3737.7TNM55.高速级齿轮的设计计算III45.843.54737.55.高速级齿轮的设计计算5.1选择精度等级、材料及齿数（1）由表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢，齿面硬度为200HBS。（2）由表10-6，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数124Z，大齿轮齿数2245.41129.84130Z。（4）初选螺旋角14（5）压力角205.2按齿面接触强度计算5.2.1计算小齿轮分度圆直径按式10-24，计算小齿轮分度圆直径，即213121HEHttdHZZZZKTudu1）确定公式中各参数值①试选载荷系数1.3HtK②由图10-20查取区域系数2.433HZ③计算小齿轮传递转矩137.8TNM④由表10-7选取齿宽系数1d⑤由式10-5查材料的弹性影响系数12189.8EZMPa⑥由式10-23得螺旋角系数Z，coscos140.985nZ⑦由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zarctantancosarctantan20cos1420.562tn//111arccoscos2cosattanZZh/45钢（调质）6arccos24cos20.625/2421cos1429.974222arccoscos2cosattanZZh/arccos130cos20.625/13021cos1422.7021122tantantantan2attattZZ/24tan29.974tan20.562130tan22.702tan20.562/21.6651tan/124tan14/1.905dZ441.6651.905111.9050.663331.665Z⑧计算接触疲劳许用应力H由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为lim1=550MPa和lim2=450MPa。由式10-15计算应力循环系数911606096012436552.52310hNnjL981212.523104.658105.41NNi由图10-23查取接触疲劳寿命系数120.950.98HNHNKK取失效概率为1%.安全系数为S=1，由式10-14得1lim110.95550[]522.51HNKHMpaS2lim220.99450[]4411HNKHMpaS取1[]H和2[]H的较小值作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即2[][]441HHMPa72）试算小齿轮分度圆直径21312432121.33.78105.4112.433189.80.6630.98515.4144137.9HEHttHZZZZKTuddumm5.2.2调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v1137.99601.905/601000601000tdnvms②齿宽b137.9tbddmm2）计算实际载荷系数①由表10-2查得使用系数1AK②根据1.905/vms，8级精度。由图10-8查得动载系数1.1vK③轮的圆周力为4111223.7810199537.9tTFNd1199552.64/100/37.9AtKFNmNmb,查表10-3的齿间载荷分配系数1.4HK④由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮对支承非对称布置时，1.44HK，则载荷系数为11.11.41.442.2176AVHHKKKKK3）由式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为33112.217637.945.281.3HtHtKddmmK85.3按齿根弯曲疲劳强度设计5.3.1试算齿轮模数由式10-20试算齿轮模数，即213t212costFSndFKTYYYYmz1）确定公式中的各参数值①选载荷系数1.3FtK②由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数YYarctantancosarctantan14cos20.56213.14bt22/cos1.665/cos13.141.756vb0.25+0.75/0.250.75/1.7560.677vY③由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y14111.9050.778120120Y④计算FSFYY由当量齿数3311/cos=24/cos14=26.27VZZ3322/cos=130/cos14=142.31VZZ查图10-17，得齿形系数122.62,2.17FFYY由图10-18，查得应力修改系数121.6,1.83SSYY计算许用应力，由图10-24查得大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为lim1380aFMP，lim2320aFMP9由图10-22查得弯曲疲劳静系数10.9FNK，20.95FNK取弯曲疲劳安全系数1.4S由式10-14，得1lim112lim220.9380=244.291.40.95320=217.141.4FNFFFNFFKMPaSKMPaS1112222.621.60.0172244.292.171.830.0183217.14FSFFSFYYYY因为大齿轮的FSFYY大于小齿轮，所以取=0.0183FSFYY2）计算齿轮模数213t212costFSndFKTYYYYmz423221.33.78100.6770.778cos14=0.0183124=1.1575.3.2调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v11/cos1.15724/cos1428.618ndmZ1128.6189601.438/601000601000tdnvms②齿宽b128.618dbdmm③齿高h及宽高比/bh102210.251.1572.289ananthhcmmm/10.99bh2）计算实际载荷系数FK①根据1.438/vms，8级精度。由图10-8查得动载系数1.08vK②由4111223.7810238231.735tTFNd，1238275.06/100/31.735AtKFNmNmb，查表10-3的齿间载荷分配系数1.4FK③由表10-4用插值法查得1.446HK，