二级斜齿减速器

机械设计课程设计说明书课题名称：两级斜齿圆柱齿轮减速器院系：工学院专业：机械设计制造及其自动化姓名：李竞帆学号：20091105指导老师：康丽春目录一、设计题目 (3)二、电动机设计 (3)三、计算传动装置的总传动比i并分配传动比 (5)四、高速级齿轮的设计......................................................................错误！未定义书签。

五、低速级齿轮的设计 (11)六、轴的设计及其轴承、键设计校核 (17)1.I轴（输入轴）及其轴承装置设计，键的设计........................错误！未定义书签。

2.II轴（中间轴）及其轴承装置设计，键的设计 (23)3.III轴（输出轴）及其轴承装置设计，键的设计 (29)七、箱体、润滑及其减速器附件设计 (34)1.减速器箱体设计 (34)2.减速器润滑及密封 (35)3.减速器附件 (35)八、个人小结 (36)九、参考文献 (37)一.设计题目：带式传送机中的减速器，要求传动系统有二级圆柱斜齿轮减速器。

传动系统工作条件设计一用于带式运输机的两级斜齿园柱齿轮减速器。

工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。

原始数据：数据编号 —8运送带工作拉力F/N 3000运输带工作速度v/(m/s) 0.8卷筒直径D/mm 300二. 电动机设计1.确定电动机效率Pw 按下试计算1000ww wwkw V FP η⨯=⨯试中Fw=3000N V=0.8m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 0.98w=η代入上试得k w W 2.52=P电动机的输出功率功率 o P 按下式wokw PPη=式中η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试η=η2联轴器η3轴承η2齿轮 滚动轴承效率η=0.99：联轴器传动效率η=0.99：齿轮传动效率η=0.98（8级精度一般齿轮传动）则η=0.87所以电动机所需工作功率为kw 9.2/0==ηW P P因载荷平稳，电动机核定功率Pw 只需要稍大于Po 即可。

P w =（1-1.3）P 0按表8-169中Y 系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw=3.0kw 。

2.确定电动机转速按《机械零件设计手册》推荐的传动比合理范围，两级斜齿圆柱齿轮减速器传动比40~8'=∑i而工作机卷筒轴的转速为50.96r/min D /1000V 60n w w =⨯=π所以电动机转速的可选范围为min)84.2030~68.407(min 96.50)40~8('r r n i n w d =⨯==∑符合这一范围的同步转速有1000min r 和1500min r 两种。

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1000min r 的Y 系列电动机Y132S,其满载转速为=w n 960r/min电动机额定功率P 3kw 电动机满载转速 960r/min 电动机轴伸出端直径 38mm 电动机伸出端安装长度80mm三.计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比1.总传动比∑i 为 84.1896.50/960/n n w m ===∑i2.分配传动比I I I ∑=i i i为高速齿轮传动比I i 为低速齿轮传动比I I i由于I I I=i i ）（5.1~3.1 取I I I =i i 4.1 15.5=I i ，66.3=I I i3. 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速 I 轴m in960r n n m ==III 轴 min 41.186r i n n ==I II I III 轴 min 93.50r i n n ≈=I II II I I 卷筒轴 min93.50r n n w==I I I2.各轴的输入功率I 轴 kw 87.20=⨯=联轴器ηP P III 轴 kw 73.2=⨯⨯=滚动轴承齿轮ηηI IIP P III 轴 kw 60.2=⨯⨯=齿轮滚动轴承ηηII III P P 卷筒轴 kw 52.2=⨯⨯=滚动轴承联轴器ηηIII IVP P3.各轴的输入转矩I 轴 M N P T I I I⋅=⨯=55.28n /9550II 轴 M N P T II II II⋅=⨯=86.139n /9550III 轴 M N P T III III III⋅=⨯=53.478n /9550 工作轴 M N P T IV IV IV ⋅=⨯=53.472n /9550四. 高速级齿轮的设计1.选定齿轮的材料由于减速器的特殊要求，由《机械设计》故小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度241HB--286HB,平均取为260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB--286HB ，平均取为240HB 。

2.参数计算齿面接触疲劳强度计算 1). 初步计算转矩1T ：MM N MN T ⋅=⋅=2855055.281齿宽系数d ϕ：由表12.13 1.0d =ϕ 接触疲劳极限lim H σ：由图12.17C710MPa lim1=H σ MPa 805lim2=H σ初步计算的许用接触应力][H σ：a 6399.0][11MP HLM H =≈σσ a 5229.0][22MP HLM H =≈σσd A 值：由表12.16，取d A =82，估计︒≈10β初步计算的小齿轮直径1d ：2311)][1(1H d d u u T A d σ±⋅Φ≥=01.4115.5115.5522522128550823=+⋅⨯⨯⨯ 取d 1=42mm初步齿宽b ：24421d b 1d =⨯==φ 取b=42mm2）.校核计算 圆周速度υ：s m n d /11.2)100060/(96042)100060/(11=⨯⨯⨯=⨯=ππυ齿数Z 、模数m 和螺旋角β： 取1Z =33，17012=⋅=I Z i Z 2727.133/42/d mt 11===Z 由12.3，取m n=1.25''24'501084.102727273.1/25.1cos /m arcos n ︒=︒===ar m t β使用系数K A ：由表12.9 K A =1.35 动载系数K V ：由图12.9 K V =1.1齿间载荷分配系数αH K ：由表12.10，先求N d T F T 52.135942/285502/211=⨯==mmN mm N b F K T A /100/1.4342/52.135935.1/<=⨯= 73.1cos )]/1/12.3-88.1[21=+=βεαZ Z （01.2sin =⋅=nm b πβεβ74.3=+=βαγεεε︒==33.20cos tan arctan βanat0.98/csoa cosa cos cos t n b =⋅=ββ由此得80.1cos /2===βεααF H K K齿向载荷分布系数βH K : 由表12.11，45.110)]()(6.01[32121=⋅+++=-b C d b d b B A K H β载荷系数K ：88.3==βαH H V A K K K K K弹性系数E Z : 由表12.12 A EMP Z 8.189=节点区域系数H Z : 由表12.16 45.2=H Z重合度系数εZ ：因1>βε,取1=βε故73.0/13-4-1==+=ααβαβεεεεεε）（Z 螺旋角系数βZ ：99.0cos ==ββZ接触最小安全系数min H S ： 1.05min =H S 总工作时间h t ：h 1200083005t h=⨯⨯=应力循环次数N 2：估计971010≤≤L N8max 111040.1)(60⨯===∑1=T T t ni N N i hi nV L ιγ原估计应力循环次数正确81210272.0/⨯==i N N L L接触寿命系数N Z ：由《机械设计》图12.18 27.11=N Z 30.12=N Z许用接触应力][H σ：MPa 76.858S Z ][Hmin N1Hlim1H1==σσMPa 10.718S Z ][HminN2Hlim2H2==σσ验算：][84.6671bd 2KT Z Z Z H211H E H σσε<=+⋅=MPa uu 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整3）.确定传动主要尺寸中心距a ：mm i d a 15.1292/)1(1=+=实际分度圆直径d 1：mmid d mmi a d 3.21642)1/(2121===+=齿宽b ：mm d b d 424211=⨯==ϕ 取b 1=52mm ，b 2=42mm齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数Fa Y ：180cos /35cos /322311====ββZ Z Z Z V V由《机械设计》图12.21 得17.245.221==Fa Fa Y Y应力修正系数a S Y ：由《机械设计》图12.22 1.66a1=S Y1.87a2=S Y重合度系数εY ：74.1cos )]/1/1(2.388.1[21=+-=βεαv v v Z Z68.0/75.025.0=+=v Y αεε螺旋角系数βY ：75.025.01min =-=ββεY（计算，按当11=≥βεεβ）min 91.01201ββββεY Y >=︒︒-=齿间载荷分配系数αF K ：由《机械设计》表12.10注32.3=εαγεεY εαγαεεY K F <=8.1 故8.1=αF K齿向载荷分布系数βF K ：由《机械设计》图12.14 b/h=6.5235.1=αF K载荷系数K ：61.3==βαF F V A K K K K K弯曲疲劳极限lim F σ：《机械设计》图12.23C MPa F 6001lim =σMPa F 4502lim =σ弯曲最小安全系数min F S ：《机械设计》表12.14 25.1min =F S应力循环次数：由《机械设计》12.15估计 10610103≤<⨯L N ,则指数m=49.91891.491max111038.1)(60⨯==∑=hhi ni ih L t t T T t rn N原估计应力循环正确 81210268.0/⨯==i N N L L弯曲寿命系数NY ：《机械设计》图12.2495.01=N Y97.02=N Y尺寸系数X Y ：《机械设计》图12.25 0.1=X Y许用弯曲应力][F σ:MPa S Y Y F XN F F 456][min11lim 1==σσMPa S Y Y F XN F F 349][min22lim 2==σσ验算][2852111111F S F F MPa Y Y Y m bd KT σσεαα<==][2572112212F S F S F F F MPa Y Y Y Y σσσαααα<==传动无严重过载，故不做静强度校核五．低速级齿轮的设计1.选定齿轮的材料由于减速器的特殊要求，由《机械设计》故小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度241HB--286HB,平均取为260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB--286HB ，平均取为240HB 。