一级斜齿圆柱齿轮减速器设计过程及计算说明_斜齿圆柱齿轮参数计算

一级斜齿圆柱齿轮减速器设计过程及计算说明由刀豆文库小编整理，希望给你工作、学习、生活带来方便，猜你可能喜欢“斜齿圆柱齿轮参数计算”。

题目：设计一级斜齿圆柱齿轮减速器

设计过程及计算说明

  传动方案

工作条件：双向运转，中等冲击，两班制工作，每天工作16个小时，使用年限3年，每年工作300天。16×300×3=14400小时

（2）原始数据：输入功率P入=7.5kw；输入转速n入=950 r/min；传动比i=4.04，允许偏差5%。

二、电动机选择

(1)电机所需的工作功率： Pd=7.5KW(2)确定电动机转速： n电动机转速950 r/min 根据容量和转速，其技术参数及传动比的比较情况见下表1：(4)确定电动机型号

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比, 因此选定电动机型号为Y160L-6，额定功率为Ped =11KW，满载转速n电动=970r/min。

三、计算总传动比

1、总传动比：i总=i传动=4.04

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）n电动= 970 r/min nI=950 r/min

nII=nI/ i齿轮=950/4.04=235.15r/min2、计算各轴的功率（KW）PI=7.5kw PII=PI×η2轴承×η2齿轮=7.5×0.992×0.972=6.916kw3、计算各轴扭矩（N·mm）

Td = 9550×Pd / n电动=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mm TI=9550×PI/nI=9550×7.5×1000/950=75394.737 N·mm TII=9550×PII/nII=9550×6.916×1000/235.15=280875.19 N·mm 五．传动零件的设计计算----斜齿圆柱齿轮传动设计计算

由工程实际可知，在闭式齿轮传动中，对于软尺面齿轮，按接触疲劳强度进行设计，弯曲疲劳强度校核。

（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为260HBS（表16-4）。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220HBS（表16-4）由GB/T 3480-1997提供的线图可查得：σHlim1=700Mpa σHlim2=560Mpa σFlim1=240Mpa

σFlim2=190Mpa 同时根据表16-7可以查得：SF=1.3 SH=1.1 [σHP1]=σHlim1 /SH=636Mpa

[σHP2]=σHlim2 /SH=509Mpa [σFP1]=σFlim1 /SF =185Mpa [σFP2]=σFlim2/SF =146Mpa(2)按齿面接触疲劳强度设计

由表16-5，取载荷系数K=1.3（电动机，中等冲击）齿宽系数Φd=0.8（对称布置，软尺面）nI=950 r/min TI=75394.737 N·mm µ=i传动=4.04 d1 mm

ZE——材料弹性系数； ZE=188.0 ZH——节点区域系数，标准齿轮ZH=2.5 Zß——螺旋角系数，Zß= 初选螺旋角ß=14〫 d154.51mm 5.1.2.1 确定中心距a: a=0.5×54.51×(1+4.04)=137.37mm 应该尽量圆整成尾数0或5，以利于制造和测量，所以初定a=140mm。一般z1=17~30 初选z1=25，则z2=i传动×z1=4.04×25=101 代入mn===2.156mm 由标准取: mn=2mm，则 z1+ z2=135.84 取136 则：z1==26.98 取 27 z2=136-27=109 则：i=4.037 与i传动=4.04比较起来，误差为0.91%，小于5%，所以可用。ß==13.729〫，满足要求。

5.1.2.2 小齿轮：d1=2×27/=55.59mm

大齿轮：d2=2×109/=224.41mm 5.1.2.3 齿轮宽度 按强度要求，取齿宽系数为Φd=0.8 则齿轮工作宽度为：b=Φd d1=0.8×55.59=44.472mm 取 50mm（3）按齿轮弯曲强度校核 σFlim1===155.26Mpa[σFP1]=185Mpa 通过本计算证明设计在安全范围内 六．轴的设计计算（1）输入轴

6.1.1.1按扭矩强度的设计计算

选用40MnB调质，硬度为241~286HBS（与先前设计的小齿轮对应）根据公式21-2：d=C mm PI= 7.5kw nI=950 r/min

根据表21-2：C=107~98 取C=102 则：

d1102=20.31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=21.325mm 取d1=25mm 长度L1=50mm 6.1.1.2输入轴结构设计

当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可以取（6~8mm）。则：d2=33mm d3=40mm d4=47mm d5=42mm d6=40mm 3段安装轴承，初选用7208AC型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度B=17mm，外径D=72mm L3=B+Δ3+（2~3）=31mm 考虑到齿轮端面与箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应该有一定距离。去套筒长为Δ3+（2~3）=13mm，通过密封盖轴承段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应该有一定距离而定，因此取该段长度L2=70mm L4=13mm

5段长度应该略小于齿轮宽度，齿轮宽度取50mm L5=48mm L6=31mm 6.1.1.3按弯矩复合强度计算

小齿轮分度圆直径：d1=55.59mm 大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm 求转矩：TI=75394.737 N·mm TII=280875.19 N·mm 求圆周力：Ft1=2T1/d1=2712.53N Ft 2=2T2/d2=2503.23N 求径向力Fr：Fr1= Ft1·tanα=2712.53×tan200=987.28N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=118mm 水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft1/2=2712.53/2=1356.27N C点弯矩：MCH= FAH×LA/2=1356.27×118/2=80019.93 N·mm 垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr1/2=493.64N C点弯矩：MCV= FAV×LA/2=493.64×118/2=29124.76 N·mm 合成弯矩：MC==85155.39 N·mm 扭矩：TI=75394.737 N·mm 由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me= 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： Me==96425.16 N·mm 计算危险截面处轴的直径：输入轴选用40MnB调质，硬度为241~286HBS [B]=980MPa [σ-1b]=100MPa d==21.28mm 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0421.28=22.13mm 小于初定直径33mm，通过本计算证明设计在安全范围内

（2）输出轴

6.1.2.1 按扭矩强度的设计计算

选用45钢调质，硬度为217~255HBS（与先前设计的大齿轮对应）根据公式21-2：d=C mm PII=6.916kw nII =235.15r/min 根据表21-2：C=118~107 取C=112 则： d1112=34.57mm 6.1.2.2输入轴轴结构设计

轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。1段d1取35mm L1=43mm 2段安装密封件d2=43mm L2=61mm 3段安装轴承，初选用7209AC型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度B=19mm,外径D=80mm，d3=45mm，L3=46mm 4段安装齿轮：d4=47mm，L4=48mm 5段为轴环：d5=59mm，L5=13mm 6段装轴承d6=40，L6=31mm 6.1.2.3按弯矩复合强度计算 大齿轮分度圆直径：d2=224.41mm 求转矩： TII=280875.19 N·mm 求圆周力：Ft2=2T2/d2=2503.23N 求径向力Fr：Fr2= Ft2·tanα=2503.23×tan200=911.10N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=122mm 水平面支撑反力：FAH=FBH= Ft2/2=2503.23/2=1251.62N C点弯矩：MCH= FAH×LA/2=1251.62×122/2=76348.82 N·mm 垂直面支撑反力：FAV=FBV= Fr2/2=455.55N C点弯矩：MCV= FAV×LA/2=455.55×122/2=27788.55 N·mm 合成弯矩：MC==81248.67 N·mm 扭矩：TII=280875.19 N·mm 由图可见a-a截面处最危险，其当量弯矩为：Me= 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： Me==1878088.376 N·mm 计算危险截面处轴的直径：输出轴选用45钢调质，硬度为217~255HBS [B]=650MPa [σ-1b]=60MPa d==31.47mm 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%可得：d=1.0431.47=32.73mm 小于初定直径35mm，通过本计算证明设计在安全范围内

七．轴承的校核

由机械手册查得：轴承7208AC的Cr=35.2kN C0r=24.5kN轴承6209的Cr=36.8kN 根据已知的工作寿命可知预计寿命为：Lh=16×300×3=14400小时 输入轴承受力：Fa1=0 Fr1==1443.31N 故P= Fr1=1443.31N C1==11261.36NCr=35200N，通过本计算证明设计在安全范围内 温度系数ft=1 载荷性质（中等冲击）fp=1.2 nI=950 r/min 输出轴承受力：Fa2=0 Fr2==2544.34N 故P= Fr2=2544.34N

C0r=27.2kN C2==12774.91NCr=36800N，通过本计算证明设计在安全范围内 温度系数ft=1 载荷性质（中等冲击）fp=1.2 nII=235.15r/min 八．键连接的选择和计算

装联轴器的轴段，键选用45钢，由机械手册查得[p]=110MPa。由d1=25mm，由课本公式b×h=10×8，键长L=60-（5~10）=50mm p===30.16[p]=110MPa，通过本计算证明设计在安全范围内