两级斜齿圆柱齿轮减速器的传动系统设计-XXX

机械工程学院两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书指导教师：学生姓名：班级：机自0907班学号：200902070708联系方式：E-mail:原始数据如下（I08）：项目设计要求工作阻力N=F2900运行速度s=m5.1V/工作轴直径mm=D400参考设计方案图1-3（b）（备注：传动平稳，单项运转，密封，工作电压为380V）Ⅱ轴上作用着一对齿轮，为了减小Ⅱ轴所受的轴向力，应使Ⅱ轴轴向力方向相反，由于Ⅲ轴的齿轮受力方向应与联轴器受力相反，故应为右旋；故：Ⅰ轴应为右旋，Ⅱ轴应为左旋，Ⅲ轴为右旋。

高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。

为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪声、振动，使运转平稳。

目录第一章减速箱传动方案的拟定及说明第二章运动参数计算一、电机的选择二、传动比的分配三、运动参数的计算第三章各传动零件的设计计算一、齿轮的设计二、各轴的设计三、轴承的选择与校核四、键的选择与校核第四章减速箱的箱体设计第五章减速器的润滑附录参考文献设计过程如下表所示：计算项目计算及说明计算结果1.电动机的选择1.1 选择电动机的类型Y系列的电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，以上特点适合本次设计要求，故选用Y系列电动机。

1.2 选择电动机的功率本次设计所用电动机是用于长期连续运转，载荷较少变化，常温下工作的电动机，故要求电动机的负载不超过其额定值，不致使电动机过热。

由NF2900=，smV/5.1=，凸缘联轴器98.0=cη，滚动轴承995.0=rη，7级精度齿轮传动97.0=gη得：kw82.410002g3r2c=∙∙∙==ηηηVFPPP总负按表8-184[1]查得，选取电动机的额定功率为kwPm5.5=1.3 确定电动机的转速由已知得：min/62.71300110610644rDvn=⨯⨯⨯=⨯⨯=ππ按表2-3[1]可知，传动比范围为8-40，则有：min/2864572)408(,rnn-=⨯-=根据以上数据可选择型号为Y132M2-6的电动机，则：同步转速为min/1000rn=，满载转速为min/960rnm=；基本安装选用代号为B3。

选用Y系列电动机kwPm5.5=电动机型号：Y132M2-6min/1000rn=min/960rnm=2.计算传动比2.1 计算总传动比并合理分配由已知可得：总传动比404.1362.71960===nni m，又已知sfii3.1=，故取：174.4,211.3==fsii，即403.13,=∙=sfiii⨯-=∆iiii,100%=0.007%且sfii、在3-5之间，故符合要求。

403.13,=i211.3174.4==sfii3.计算各轴的运动和动力参数3.1 各轴转速：Ⅰ轴：min/9601rnnm==Ⅱ轴：min/99.2292rinnfm==Ⅲ轴：min/62.7123rinns==3.2 各轴输入功率：Ⅰ轴：kwPPC7959.41=∙=ηⅡ轴：kwPPgr7242.412=∙∙=ηηⅢ轴：kwPPrg6536.423=∙∙=ηη3.3 各轴输入转矩：Ⅰ轴：mNnPT∙==71.479550111Ⅱ轴：mNnPT∙==16.1969550222Ⅲ轴：mNnPT∙==52.62095503333.4 输出轴转矩：mNnPTww∙==26.61195500min/9601rn=min/99.2292rn=min/62.713rn=kwP7959.41=kwP7242.42=kwP6536.43=mNT∙=71.471mNT∙=16.1962mNT∙=52.6203mNT∙=26.6114. 高速级齿轮设计计算4.1 选择齿轮材料材料及热处理。

由表10-1【2】选得大小齿轮的材料均为40Cr，经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿芯部为241~286HBS。

减速器为一般工作机器，速度不高，查表10-8【2】，选用7级精度。

4.2 初步计算传动的主要尺寸试取小齿轮齿数241=z，大齿轮齿数1012=z。

由设计计算公式（10-9a）进行试算，即[]321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛±=HEHdttZZuuTKdσεφα4.2.1确定公式内各计算数值①试选载荷系数6.1=tK。

②查表10-26[2]得：86.0,78.021==ααεε即：64.121=+=αααεεε③由图10-30[2]得区域系数433.2=HZ6.1=tK64.1=αε433.2=HZ④因大小均为硬齿面选取齿宽系数8.0=d φ。

⑤由{1}表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZ E =。

⑥由{1}表10-21e 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H H 11002lim 1lim ==σσ⑦由{1}图10-19取接触疲劳寿命系数01.1;90.021==HN HN K K .⑧ 计算接触疲劳许用应力： 取失效率为1%，安全系数S=1，由式[]SK HN H 1lim σσ=得： []MPa MPa H 99011009.01=⨯=σ[]MPa MPa H 1111110001.12=⨯=σ[][][]MPaH H H5.1050221=+=σσσ4.2.2计算① 试计算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得mmd t 33.305.10508.189433.2174.41174.464.18.0477106.12321=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯⨯≥② 计算圆周速度()s m s m n d v t /525.1/100060/96033.3010006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ③ 计算齿宽b 及模数mt mmm mm d b t d 264.2433.308.01=⨯==φ mmmm z d m t nt 23.12414cos 33.30cos 11=⨯==βmm mm m h nt 77.223.125.225.2=⨯== 95.1077.2/33.30/==h b8.0=d φ218.189MPaZ E =[]MPaH 570=σmmdt33.301≥sm v /525.1=mmb 264.24=mmm nt 23.1=mm h 77.2=95.10/=hb④ 计算纵向重合度βε。

522.114tan 248.0318.0tan 318.01=⨯⨯⨯==βφεβz d⑤ 计算载荷系数K 。

已知使用系数1=A K ,根据s m v /525.1=。

7级精度，由{1}图10-8查得动载荷系数08.1=v K ；由{1}表10-4查得βH K 的值与直齿轮的相通，故295.1=βH K ；由{2}图10-13查得26.1=βF K ;由{2}表10-3查得4.1==ααF H K K .故载荷系数958.1295.14.108.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K⑥ 则按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为mmmm K K d d Tt 44.326.1958.133.303311=⨯==⑦ 计算模数n mmm mm z d m n 31.12414cos 44.32cos 11=⨯==β4.3 按齿根弯曲强度设计 由{2}式10-17[]321212F SaFa d n Y Y z COS Y KT m σεφβαβ∙≥ 4.3.1确定计算参数 ① 计算载荷系数。

90.126.14.108.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K② 根据纵向重合度522.1sin ==nm b πβεβ。

③ 由{1}图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY .④ 计算当量齿数 27.26cos 311==βz z v522.1=βε958.1=Kmmd 44.321=mmm n 31.1=56.110cos 232==βz z v ⑤ 查取齿形系数。

由{1}表10-5查得179.2;592.221==Fa Fa Y Y⑥ 查取应力校正系数。

由{1}表10-5查得791.1;596.121==Sa Sa Y Y 。

⑦ 图10-18查得：88.0;85.021==HN HN K K 。

⑧ 图10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE FE 62021==σσ ⑨ 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4 []MPa SFE FN F K 43.376111==σσ[]MPa SFE FN F K 7.389222==σσ⑩ 计算大、小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较。

[]01099.043.376596.1592.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ []01001.07.389791.1179.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ 小齿轮的数值大。

4.3.2设计计算 ()mm mm m n 30.101099.064.1248.014cos 88.04771090.12322=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mmm n 0.2=，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mmd 44.321=（由后面设计轴知，齿轮的分度圆直径太小，所以取mm d 401=）来计算应有的齿数。

于是由mmm n 0.2=4.19214cos 40cos 11=⨯==nm d z β取201=z ，则48.8320174.422=⨯==uz z ，取832=z 4.4 几何尺寸计算 4.4.1计算中心距()()153.10614cos 228320cos 221=⨯+=+=βnm z z a将中心距圆整为106mm 。

4.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角()()︒=⨯⨯+=+=664.13106228320arccos2arccos21am z z nβ因β值改变不大，故参数H Z K ,,βαε等不做修正。

4.4.3计算大，小轮的分度圆直径mmmm m z d n 17.41664.13cos 220cos 11=⨯==βmmmm m z d n 84.170664.13cos 283cos 22=⨯==β4.4.4计算齿轮宽度mmmm d b d 936.3217.418.01=⨯==φ圆整后取mm B mm B 38;3312==201=z832=z106=a︒=664.13βmmd 17.411=mmd 84.1702=mmB mm B 383312==5. 低速轴齿轮设计计算5.1 选定精度等级、材料⑪依据所选的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。