课程设计：二级斜齿圆柱齿轮减速器

目录一．传动装置的运动学和动力学计算二．齿轮传动的设计与计算三．轴的设计与计算四．轴承的选择与验算五．键的选择与验算六．联轴器的选择七．润滑与密封设计八．结束语九．参考文献一．传动装置的运动学计算1.电动机类型选择根据动力的来源和机器的工作条件，选用了Y系列三相交流异步电机。2.电动机功率选择工作机功率Pw=FV/1000=1500×1.1/1000=1.65KW查表得弹性联轴器的效率η1=0.99滚动轴承的效率η2=0.99齿轮传动的效率η3=0.98传动装置的总效率η=η12×η23×η33=0.91电动机所需功率Pd=Pw/η=1.81KW电动机额定功率Ped=2.2KW3.电动机转速选择选择电动机型号Y112M-6电动机型号额定功率满载转速中心高度轴端伸出尺寸装键部位尺寸KWr·min-1mmmmmmY112M-62.294011228×608×74.传动装置的总传动比及其分配工作机转速nw=60×1000/πD=95.54r·min-1总传动比i=nm/nw=9.84总传动比分配i=i12·i23取i12=3.28,则i23=35.计算各轴的转速、功率和扭矩各轴的转速n1=nm=940r/minn2=n1/i12=286.62r/minn3=n2/i23=95.54r/min各轴的功率P1=Pedη1η2η3=2.11KWP2=P1η2η3=2.05KWP3=P2η2η3=1.99KW输入扭矩T1=9550P1/n1=21.44N·mT2=9550P2/n2=68.30N·mT3=9550P3/n3=198.92N·m轴号输入功率输出扭矩转速传动比η12.11KW21.44Nm940r/min10.9622.05KW68.30Nm286.62r/min3.280.9331.99KW198.92Nm95.54r/min30.91二．齿轮传动的设计与计算1.高速级1)选定齿轮类型、精度等级、材料给齿数(1)选用展开式斜齿圆柱齿轮。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，顾选用7级精度。(3)材料选择。小齿轮选材料40Cr(调质)，硬度280HBS；大齿轮选材料45钢(调质)，硬度240HBS。(4)取小齿轮z1=24，大齿轮数z2=i12·z1=78.72，取z2=79。(5)选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。2)按齿面接触强度计算d1≥[(2KtT1/Φd)(u±1)(ZEZH/σH)2/u]1/3(1)试确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6②T1=21.44N·m③查表Φd=1④查表ZE=189.80MPa1/2ZH=2.43⑤查表εα1=0.78εα2=0.87εα=εα1+εα2=1.65⑥u=i12=3.28⑦计算应力循环次数N1=60n1jLh=4.94×109N2=N1/u=1.37×109⑧计算接触疲劳许用应力查表得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa小齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90KHN2=0.95取失效概率1%，安全系数S=1[σH]1=KHN1σHlim1/S=540MPa[σH]2=KHN2σHlim2/S=522.5MPa[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=531.25MPa(2)计算①计算小齿轮分度圆直径d1td1t≥34.48mm②计算圆周速度v=πd1tn1/(60×1000)=1.70m/s③计算齿宽b及模数mntb=Φdd1t=34.48mmmnt=d1tcosβ/z1=1.39h=2.25mnt=3.14b/h=10.99④计算纵向重合度εβεβ=0.318Φdz1tanβ=1.90⑤计算载荷系数K查表得KA=1KV=1.11KHα=1.42KHβ=1.40KFα=1.40KFβ=1.35载荷系数K=KAKVKHαKHβ=2.21⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t(K/Kt)1/3=38.40mm⑦计算模数mnmn=d1cosβ/z1=1.55mm3)按齿根弯曲强度计算mn≥[(2KT1Yβcos2βYFaYSa)/(Φdz12εα[σF])]1/3(1)确定计算参数①计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=2.10②根据纵向重合度εβ=1.90查表得Yβ=0.88③计算当量齿数zv1=z1/cos3β=26.27zv2=z2/cos3β=86.16④查取齿形系数查表得YFa1=2.592YFa2=2.211⑤查取应力校正系数查表得YSa1=1.596YSa2=1.774⑥计算弯曲疲劳许用应力查表得σFE1=500MPaσFE2=380MPaKFN1=0.85KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4[σF]1=KFN1σFE1/S=303.57MPa[σF]2=KFN2σFE2/S=238.86MPa⑦计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较YFa1YSa1/[σF]1=0.01363YFa2YSa2/[σF]2=0.01642大齿轮的数值大，取大齿轮的数值(2)设计计算mn≥1.09mm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，取mn=2mm，已可满足弯曲强度。单位了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=38.40mm来计算应有的齿数。于是由z1=d1cosβ/mn=24.83取z1=27，则z2=25×3.28=894)几何尺寸计算(1)计算中心距a=(z1+z2)mn/2cosβ=119.55mm将中心距圆整为120mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos[(z1+z2)mn/2a]=14.83°因β值改变不多，故εα、Kβ、ZH等不必改变(3)计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mn/cosβ=55.86mmd2=z2mn/cosβ=184.13mm(4)计算齿轮宽度b=Φdd1=55.86mm圆整后取B2=55mmB1=60mm2.低速级1)选定齿轮类型、精度等级、材料给齿数(3)选用展开式斜齿圆柱齿轮。(4)运输机为一般工作机器，速度不高，顾选用7级精度。(3)材料选择。小齿轮选材料40Cr(调质)，硬度480HBS；大齿轮选材料45钢(调质)，硬度440HBS。(4)取小齿轮z3=3，大齿轮数z4=i23·z3=96。(5)选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。2)按齿面接触强度计算d1≥[(2KtT2/Φd)(u±1)(ZEZH/σH)2/u]1/3(3)试确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6②T2=68.30N·m③查表Φd=1④查表ZE=189.8MPa1/2ZH=2.433⑤查表εα3=0.78εα4=0.87εα=εα3+εα4=1.65⑥u=i23=3⑦计算应力循环次数N1=60n1jLh=4.94×109N2=N1/u=1.50×109⑧计算接触疲劳许用应力查表得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim3=600MPa小齿轮接触疲劳强度极限σHlim4=550MPa取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90KHN4=0.95取失效概率1%，安全系数S=1[σH]1=KHN1σHlim1/S=540MPa[σH]2=KHN2σHlim2/S=522.5MPa[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=531.25MPa(4)计算①计算小齿轮分度圆直径d3td1t≥51.10mm②计算圆周速度v=πd1tn2/(60×1000)=0.77m/s③计算齿宽b及模数mntb=Φdd1t=51.10mmmnt=d1tcosβ/z1=1.55h=2.25mnt=3.49b/h=14.64④计算纵向重合度εβεβ=0.318Φdz1tanβ=2.54⑤计算载荷系数K查表得KA=1KV=1.11KHα=1.42KHβ=1.40KFα=1.40KFβ=1.35载荷系数K=KAKVKHαKHβ=2.21⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t(K/Kt)1/3=56.90mm⑦计算模数mnmn=d1cosβ/z3=1.733)按齿根弯曲强度计算mn≥[(2KT2Yβcos2βYFaYSa)/(Φdz12εα[σF])]1/3(1)确定计算参数①计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=2.10②根据纵向重合度εβ=2.54查表得Yβ=0.88③计算当量齿数zv1=z1/cos3β=35.03zv2=z2/cos3β=105.09④查取齿形系数查表得YFa1=2.452YFa2=2.178⑤查取应力校正系数查表得YSa1=1.652YSa2=1.792⑥计算弯曲疲劳许用应力查表得σFE1=500MPaσFE2=380MPaKFN1=0.85KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4[σF]1=KFN1σFE1/S=303.57MPa[σF]2=KFN2σFE2/S=238.86MPa⑦计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较YFa1YSa1/[σF]1=0.01334YFa1YSa1/[σF]2=0.01634大齿轮的数值大，取大齿轮的数值(2)设计计算mn≥1.32mm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，取mn=2mm，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.90mm来计算应有的齿数。于是由z1=d3cosβ/mn=38.10取z1=38，则z2=38×3=1144)几何尺寸计算(1)计算中心距a=(z1+z2)mn/2cosβ=156.65mm将中心距调整为157mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos[(z1+z2)mn/2a]=14.50°因β值改变不多，故εα、Kβ、ZH等不必改变(3)计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mn/cosβ=78.50mmd2=z2mn/cosβ=235.50mm(4)计算齿轮宽度b=Φdd1=78.5mm圆整后去B2=80mmB1=85mm三．轴的设计与计算1.输入轴1)计算齿轮上的力αn=20°Ft=2T/d=2×21.44/55.86=766NFr=Fttanαn/cosβ=287NFa=Fttanβ=191N2)初步确定轴的最小直径取A0=112dmin≥A0(P/n)1/3=14.66mm3)确定轴各段直径和长度第1段：考虑到电机的要求取d1=30mm选用HL3联轴器，配合长度60mml1=60-2=58mm第2段：选用30307圆锥滚子轴承d2=35mml2=25mm第3段：取h=2.5mmd3=d2+2h=40mmL3=84mm第4段：取h=2.5mmd4=d3+2h=45mm考虑到齿轮的要求l4=45-3=42mm第5段：取h=5mmd5=d4+2h=52mmL5=12mm第6段：选用30306圆锥滚子轴承d6=d2=30mml6=23mm将计算出的轴段直径和长度列于下表轴段号直径d(mm)长度l(mm)1305823525340844454255212635234)求轴上的载荷查表得a=17mm支承轴距L=148mm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。现将计算出的截面C处的载荷列于下表。载荷水平面H垂直面V反支力FFNH1=662NFNH2=441NFNV1=284NFNV2=130N弯矩MMH=66200N·mmMV1=42600N·mmMV2=13000N·mm总弯矩M1=(MH2+MV12)1/2=78722N·mmM2=(MH2+MV22)1/2=67464N·mm扭矩TT=21440N·mm5)按弯扭合成应力校核轴的强度α=0.6，W=0.1d33，[σ-1]=60Mpaσca=[M12+(αT)2]1/2/W=8.75Mpa＜[σ-1]满足强度要求。2.中间轴第2段与第4段轴都与齿轮连接，但第2段轴与大齿轮连接，所受载荷小，所以只计算第4段轴。1)计算齿轮上的力αn=20°Ft=2T/d==2320NFr=Fttanαn/cosβ=870NFa=Fttanβ=578N2)初步确定轴的最小直