斜齒輪減速箱

1、 兩級斜齒圓柱齒輪減速器軸系設(shè)計說明書原始參數(shù)： 電機功率P/kW輸入軸轉(zhuǎn)速n1/rpm輸出軸轉(zhuǎn)速n2/rpm電機型號 5.5 720 288 Y160M2-8詳細設(shè)計如下：計算及說明結(jié)果一、總體傳動方案設(shè)計 (一)計算傳動裝置總傳動比和各級傳動比 （1）總傳動比 （2）分配各級傳動比：高速級傳動比，低速級傳動比 通常取=（1.11.5）則 （二）計算傳動裝置的運動參數(shù)1.各軸轉(zhuǎn)速：減速器高速軸為軸，中間軸為軸，低速軸為軸。 2各軸的輸入功率3 各軸的轉(zhuǎn)矩將計算結(jié)果匯總列表備用I軸II軸III軸n(r/min)720230.0395.05P(KW)5.455.134.83T(Nm)72.292

2、12.98485.29二、齒輪設(shè)計計算（1） 高速級齒輪設(shè)計1、選擇精度等級，材料和齒輪齒數(shù) 1）材料：由機械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)處理)硬度為270-290HBS. 大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)處理)硬度為230-250HBS,硬度差為40HBS.2）精度等級選7級精度3）選擇小齒輪齒數(shù)為=23，則大齒輪的齒數(shù)=取=724）選取螺旋角=14°2、按齒面接觸強度計算 1）確定式中各值(1) 試取載荷系數(shù)為Kt=1.7(2) 由機械設(shè)計 高等教育出版社第八版（下同）圖10-30取區(qū)域系數(shù)=2.433(3) 由表10-7取齒寬系數(shù)=1(4) 由表10-6查得材料彈性影響

3、系數(shù)=189.8.(5) 由圖10-26查得， (6) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa.大齒輪接觸疲勞強度極限=550MPa.(7) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)接觸疲勞許用應(yīng)力:取失效概率為1%.安全系數(shù)為 S=1由 式 則(8) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩2） 計算(1)小齒輪分度圓直徑. mm(2)計算圓周速度 (3)寬度b及模數(shù) (4)計算縱向重合度 (5)計算載荷系數(shù)K 由表10-2得使用系數(shù).25 根據(jù)v=2.02m/s,七級精度等級由圖10-8查的動載系數(shù) ，由表10-4查的，由圖10-13查的，表10-3查得=1.2(6)按實際載荷系數(shù)

4、下的校正分度圓直徑 (7) 計算模數(shù) 3.按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-17）（1）確定參數(shù) 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度, 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4)由表10-5查得齒形系數(shù)為 5) 應(yīng)力矯正系數(shù): 6）由圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度 查得大齒輪彎曲疲勞強度 7）由圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)小、大齒輪的壽命取 8）計算彎曲疲勞許用盈應(yīng)力，取s=1.4，由式10-12得 9）計算(2)設(shè)計計算 綜合考慮取m=2 mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù) 取為294幾何尺寸的計算 （1）計

5、算幾何中心距圓整后取中心距124mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因為值改變不多。故參數(shù) （3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度 (二)低速級齒輪設(shè)計計算1、選擇精度等級，材料和齒輪齒數(shù) 1）材料：由機械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)處理)硬度為270-290HBS. 大齒輪材料為45號鋼硬度為230-250HBS,硬度差為40HBS.2）精度等級選7級精度3）選擇小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪的齒數(shù) 取614）選取螺旋角2、按齒面接觸強度計算 (1)確定式中各值1)試取載荷系數(shù)為Kt=1.72)由機械設(shè)計（下同）圖10-30取區(qū)域系數(shù)3)由表10-7取齒寬系數(shù)=14)由表1

6、0-6查得材料彈性影響系數(shù)=189.8.5)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa.大齒輪接觸疲勞強度極限=550MPa.6）由圖10-26查得， 7)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)接觸疲勞許用應(yīng)力:取失效概率為1%.安全系數(shù)為 S=1由 式 則=560.25Mpa(2）計算1)小齒輪分度圓直徑. 2)計算圓周速度3)寬度b及模數(shù)4)計算縱向重合度5)計算載荷系數(shù)K由表10-2得使用系數(shù)，根據(jù)v=0.91m/s,七級精度等級由圖10-8查的動載系數(shù)，由表10-4查的，由圖10-13查的，表10-3查得6)按實際載荷系數(shù)下的校正分度圓直徑7)計算模數(shù)3.

7、按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-17）（1）確定參數(shù)1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度, 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4)由表10-5查得齒形系數(shù)為 5)應(yīng)力矯正系數(shù): 6）由圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度 查得大齒輪彎曲疲勞強度 7）由圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)小大齒輪的壽命 取 8）計算彎曲疲勞許用盈應(yīng)力，取s=1.4，由式10-12得9）計算(2)設(shè)計計算 綜合考慮取m=2.5 mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù) 經(jīng)估算取32中間軸大齒輪與低速軸發(fā)生干涉。故取=35，為保證磨合均勻，故取=8

8、3驗算總傳動比： 傳動比誤差：，所以傳動比合理。4幾何尺寸的計算 （1）計算幾何中心距圓整后取中心距a152mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因為值改變不多。故參數(shù)（3）計算大小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度三軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 （1） 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、已知該軸的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 =5.45KW， =720 r/min , =7.229Nmm 2.、求作用在齒輪上的力 已知該軸上小齒輪的分度圓直徑為 3、初步確定軸的最小直徑按機械設(shè)計中式（152）初步計算軸的最小直徑，選取軸的材料為40cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得顯然，軸的最小直徑是安裝連軸器處的直徑。按安裝兩個鍵槽處

9、增大直徑7，得同時選擇聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，查表14-1考慮轉(zhuǎn)矩的變化，取，則：=按計算的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準，選用LZ3型彈性柱銷式聯(lián)軸器（LZ3聯(lián)軸器）。其從動端公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m,直徑25mm,則取，半聯(lián)軸器的長度為44mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1取40mm。4、軸的結(jié)構(gòu) （1）擬訂軸上各零件的裝配方案 根據(jù)設(shè)計要求，選擇如圖的方案，因為軸經(jīng)與小齒輪的分度圓直徑相差不大，故軸與齒輪采用一體的加工方案。 （2）初步選擇軸承 因軸承同時受經(jīng)向和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求，根據(jù)，由軸承目錄中初步選擇中窄（3）系列，型號為7306C，尺寸，軸上

10、其他尺寸見下圖。 （3）鍵的選擇 根據(jù)機械設(shè)計表6-1查得鍵的相應(yīng)尺寸B=8,h=7代號為 鍵。（二）中間軸的設(shè)計 1已知該軸的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 ， , =2.1298Nmm ，2. 求作用在齒輪上的力 已知該軸上大齒輪的分度圓直徑為 該軸上小齒輪的分度圓直徑為 3.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 中間軸的最小直徑是與軸承配合處的直徑，根據(jù)軸承內(nèi)徑系列，選擇軸承代號為7307C取d=35mm，尺寸外形為 35mm×80mm×21mm. 4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 安裝大齒輪處的鍵型號為 安裝小齒輪處的鍵型號為 鍵軸上其余尺寸見下圖：（三）

11、低速軸的設(shè)計1已知該軸的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 =4.83KW， =95.05 r/min , =485290Nmm ，2. 求作用在齒輪上的力 已知該軸上齒輪的分度圓直徑為 3、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得。 安裝兩個鍵槽增大直徑7，得,取，此軸的最小直徑是與聯(lián)軸器配合處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號為LZ3，選擇軸承代號為7310C，外形尺寸為 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 安裝大齒輪的鍵型號為 安裝聯(lián)軸器處的鍵為 軸上其他尺寸見下圖：四.軸、軸承、鍵的校核 （一）各軸上的載荷 1.高速軸的校核 1），高速軸的彎扭組合強度的校核分析高速軸所受的力及彎扭矩受力如圖:

12、 水平面內(nèi)受力分析：豎直面內(nèi)受力分析：矢量合成：扭矩：圖中彎矩最大處截面既為危險截面也即齒寬中點處。2）彎扭合成校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取 d 取齒輪的齒底圓直徑為56mm. 軸的計算應(yīng)力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由<機械設(shè)計>表15-1查得。因此，故安全。3） 精確校核軸的疲勞強度 I II III IV V VIa )確定危險截面由圖可知截面彎矩較大，僅次于，且截面受扭，截面不受扭，故確定截面為危險截面。b )IV截面左側(cè) 軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設(shè)計（下同）表15-1查得： 有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2并用插值法可得： 又由附圖3-1查得：

13、由附圖3-2，3-3得： 軸按磨削加工，由附圖3-4查得： 軸未經(jīng)表面處理，即： 因此該截面的強度是足夠的。b )IV右側(cè)面 軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設(shè)計（下同）表15-1查得： 有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查得： 又由附圖3-1查得： 由附圖3-2，3-3得： 軸按磨削加工，由附圖3-4查得： 軸未經(jīng)表面處理，即： 因此該截面的強度是足夠的。2.中間軸的校核1），中間軸的彎扭組合強度的校核分析高速軸所受的力及彎扭矩受力如圖: 水平面內(nèi)受力：豎直面內(nèi)受力：矢量合成：扭矩：危險截面既為彎矩最大的截面。2）.彎扭合成校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計算應(yīng)力為：軸的材料為

14、40cr，調(diào)質(zhì)處理。由<機械設(shè)計>表15-1查得。因此，故安全。3）精確校核軸的疲勞強度 I II III IV a)確定危險截面 由彎矩圖和軸結(jié)構(gòu)圖可知，I、II截面彎矩較大。且II截面受扭，I截面不受扭，故確定II為危險截面。b)截面左側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設(shè)計（下同）表15-1查得： 初選H7/k6配合，由附表3-8得： 軸按磨削加工，由附圖3-4查得： 軸未經(jīng)表面處理，即： 因此該截面的強度是足夠的。c）截面右側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設(shè)計（下同）表15-1查得：有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加

15、工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強度是足夠的。2.低速軸的校核1）低速軸的彎扭組合強度的校核分析受力如圖: 豎直面內(nèi)受力：矢量合成：扭矩：危險截面即為彎矩最大截面2）彎扭合成校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計算應(yīng)力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由<機械設(shè)計>表15-1查得。因此，故安全。3） 精確校核軸的疲勞強度 I II III IV Va)確定危險截面由彎矩圖可知，II截面彎矩較大，且II截面受扭，I截面不受扭，故確定II截面為危險截面b)II截面左側(cè) 軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設(shè)計（下同）表15-1查得： 初選H7/k6配合，由附表3-8

16、得： 軸按磨削加工，由附圖3-4查得： 軸未經(jīng)表面處理，即： 因此該截面的強度是足夠的。c) II截面右側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設(shè)計（下同）表15-1查得：有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即： 因此該截面的強度是足夠的。（二）、滾動軸承所有軸承預(yù)期壽命為三年。1. 高速軸的軸承軸承1：7306C軸承2：7306C機械設(shè)計手冊上查不到7306C的軸承，但從網(wǎng)絡(luò)途徑了解到KOYO7306C軸承的基本額定靜載荷，基本額定動載荷 1.求兩軸承的計算軸向力和對于7306C型的軸承，按表13-7

17、.軸承的派生軸向力，e為表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取e=0.4,因此可估算：所以2軸承被壓緊，1軸承被放松 用線性插值法可得 ，誤差不大，故確定 所以2軸承被壓緊，1軸承被放松3求軸承當量動載荷和查表13-5并對未出現(xiàn)的值進行插值計算得：軸承1：軸承2：因為有輕微沖擊，按表13-6 4.驗算軸承壽命因為= 所以壽命合格。2. 中間軸的軸承軸承1：7307C軸承2：7307C機械設(shè)計手冊上查不到7307C的軸承，但從網(wǎng)絡(luò)途徑了解到KOYO7307C軸承的基本額定靜載荷，基本額定動載荷 1.求兩軸承的計算軸向力和對于7307C型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力，e為

18、表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取e=0.4,因此可估算： 用線性插值法可得 ，誤差不大，故確定 所以2軸承被壓緊，1軸承被放松3求軸承當量動載荷和查表13-5并對未出現(xiàn)的值進行插值計算得：軸承1：軸承2：因為有輕微沖擊，按表13-6 4.驗算軸承壽命因為= 所以壽命合格。3. 低速軸的軸承軸承1：7310C軸承2：7310C機械設(shè)計手冊上查不到7310C的軸承，但從網(wǎng)絡(luò)途徑了解到KOYO7310C軸承的基本額定靜載荷，基本額定動載荷 1.求兩軸承的計算軸向力和對于7310C型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力，e為表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取

19、e=0.4,因此可估算： 用線性插值法可得 ，誤差不大，故確定 所以1軸承被壓緊，2軸承被放松3求軸承當量動載荷和查表13-5并對未出現(xiàn)的值進行插值計算得：軸承1：軸承2：因為有輕微沖擊，按表13-6 4.驗算軸承壽命因為= 至此所有軸承校核已經(jīng)結(jié)束，且所有軸承都合格。根據(jù)表13-10,本減速箱軸承內(nèi)密封均采用封油環(huán)方式密封。(三).鍵的設(shè)計和計算1.高速軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設(shè)計a)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇單圓頭普通平鍵.材料為45鋼根據(jù) d=25mm查表6-2?。?鍵寬 b=8mm h=7mm L=36mm b)校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 l=L-b=40-4=36mm由式（6-1）得： 所以鍵比較安全.鍵的代號為2.中間軸上定為高速級大齒輪鍵的設(shè)計大齒輪處：a） 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d=39mm查表?。?鍵寬 b=12mm h=8mm L=50mmb)校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 l=L-b=50-12mm=38mmc)鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5h=0.5×8=4mm由式（6-1）得： MPa 所以鍵比較安全.鍵代號為小齒輪處a)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有