课程设计二级展开式斜齿轮减速器的设计

机械基础课程设计说明书题目名称：二级圆柱齿轮减速器学院:核技术与自动化工程学院专业:机械工程及其自动化班级:机械三班指导老师:王翔（老师）学号:201106040322姓名:陈建龙完成时间:2014年1月11日评定成绩：目录一课程设计书二设计要求三设计过程1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮6.减速器内齿轮传动设计6.1高速级齿轮的设计6.2低速级齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计7.1输出轴及其所配合轴承的设计7.1中间轴及其所配合轴承的设计7.1输入轴及其所配合轴承的设计8.键联接设计9.箱体结构的设计10.润滑密封设计四设计小结五参考资料二设计要求题目：工作条件：双班制工作，有轻度振动，小批量生产，单向传动，轴承寿命2年，减速器使用年限为6年，运输带允许误差5%三设计过程题号运输带有效应力（F/N）运输带速度V（m/s）卷筒直径D（mm）已知数据96000.243201.传动装置总体设计方案:1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw传动装置总体设计图装置总的效率24V总齿联卷滚=0.79V为V带的效率,齿为齿轮的传动效率，滚为滚子轴承的效率，联为联轴器的效率（有弹性元件的挠性联轴器），卷为卷筒的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型（2）选择电动机的电容d=1000FVP总计算所需条件：F：工作机的工作阻力V：工作机卷筒的线速度T：工作机的阻力矩总装置的总效率d96000.24===2.9100010000.79FVPKW总（3）确定电动机转速danin卷筒工作转速6010006010000.2414.32/min320VnrD取V带的传动比为2~4，二级圆柱齿轮减速器传动比为8~40求得总传动比的范围为16~160(16~160)14.32229~2291/mindaninr所以方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-431500144099.862Y132S-63100096067.04综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、总传动比，选定型号为Y132S-6的三相异步电动机。3.确定传动装置的总传动比和分配传动比mamv121212v12mni==67.04nni=3.15i=ii=21.28i=1.3ii=5.27i=4.05i=iii=67.23n960n===14.28r/mini67.23n-nn=100%=0.279%n‘总’‘总’（为电动机的满载转速）取，则根据经验取，4.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速n＝0/inm＝960/3.15=304.76r/minⅡn＝1/　Ⅰin＝304.76/5.27=57.83r/minⅢn＝Ⅱn/2i＝57.83/4.05=14.28r/minⅣn=Ⅲn=14.28r/min(2)各轴输入功率ⅠP＝dp×v＝2.9×0.96＝2.78kWⅡP＝Ⅰp×η滚×齿＝2.78×0.98×0.97＝2.64kWⅢP＝ⅡP×η滚×齿＝2.64×0.98×0.97＝2.51kWⅣP＝ⅢP×η滚×η联=2.51×0.98×0.99＝2.44kW(3)各轴输入转矩电动机轴的输出转矩dT=9550mdnP=9550×2.9/960=28.45N·mⅠT＝dT×vi×v=28.45×3.15×0.96=86.03N·mⅡT＝ⅠT×1i×滚×齿=86.03×5.27×0.98×0.97=430.98N·mⅢT＝ⅡT×2i×滚×齿=430.98×4.05×0.98×0.97=1659.24N·m卷筒轴的输入功率ⅣT=ⅢT×滚×联=1659.24×0.98×0.991609.79N·m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴328.459601轴2.7886.03304.762轴2.64430.9857.833轴2.511659.2414.284轴2.441609.7914.28（输出功率乘以各轴输出端轴承的功率）5.普通V带传动设计（1）确定计算功率（ca=APKP）10~16h1.2AK因为载荷变动小，空载启动，工作时间，所以工作情况系数ca==1.22.9=3.48AKKP（2）选择V带的带型根据课本157页图8-11推出选择A型V带（3）确定带轮的基准直径d1并验算带速v根据课本157页表8-8，初选小带轮直径d1=100mm带速v应控制在5~25m/s，最大不应超过30m/smd1n100960v===5.03/601000601000ms计算大带轮的基准直径d2213.15100315vdidmm（4）确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld初定中心距a0000.7(12)2(12)290.5830ddadda取a0=500mm计算相应的带长Ld02000(21)2(12)1674.9924ddLdaddmma查课本表8-2，选带的基准长度Ld=1600mm计算中心距a及其变动范围0minminmaxmax0462.50520.015438.5050.03510.505LdLdaaammaaLdammaaLdamm（5）验算小带轮上的包角α57.3180(21)=153.3690add。。。。（6）确定带的根数z（zcarPP）根据d1=100mm，n1=960r/min，查课本表8-4a得P0=0.95KW根据n1=960r/min，vi=3.15，A型V带，查课本表8-4b得△P0=0.11KW查表8-2及8-5得LK=0.99，K=0.9263.48z=3.59(00)0.97caArLPKPPPPKK取4根（7）确定带的初拉力0F查课本表8-3得q=0.1kg/m单根V带所需的最小初拉力20min(2.5)()500149.53caKPFqVNKZV（8）计算带传动的压轴力pF02sin1164.062pFzFN(9)带轮采用孔板式结构6.减速器内齿轮传动设计高速级齿轮1.确定齿轮类型、精度等级、材料及齿数高速级齿轮选用斜齿轮配合，低速级采用直齿轮配合。运输机为一般工作机器，速度不高，所以选7级精度。齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS齿轮精度：按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。④初步选择小齿轮齿数z1=17，大齿轮齿数z2=90⑤选择螺旋角，初选螺旋角β=15°2.齿面接触强度设计213121()[]tHEtdHKTZZudu（1）数值的计算选取试选Kt=1.6查课本图10-26得1=0.742，2=0.87，12=1.612查课本图10-30得HZ=2.425④计算小齿轮的转矩554211v95.51095.5102.78==8.7110960niPTNmm⑤查课本表10-7取齿宽系数Φd=1.0⑥查课本表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.812MPa⑦查课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa⑧计算应力循环次数811881216060304.761(283656)6.407106.407101.216105.27hNnjLNNi⑨查课本图10-19取接触疲劳寿命系数120.93,0.97HNHNKK⑩取失效概率为1%，安全系数S=11lim112lim2212[]0.93600558[]0.97550553.5[][][]545.752HNHHNHHHHKMPaSKMPaSMPa213121()54.45[]tHEtdHKTZZudmmu（2）计算圆周速度1154.459600.87/6010006010003.15tvdnvmsi（3）计算齿宽b及模数ntm1154.45cos54.45cos15?3.09172.252.253.096.957.83dttntntbdmmdmmmzhmbh（4）计算纵向重合度10.318tan0.318117tan15?=1.45dz（5）计算使用系数K根据v=0.87m/s，7级精度，由课本图10-8得Kv=1.05由课本表10-4,10-3及图10-13查得1.411.291.2HFHFKKKK，，1.251.051.21.412.22AVHHKKKKK(6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径3311tt2.22dd=54.45=60.73mm1.6KK（7）模数计算11cos60.73cos15?3.4517ndmmmz3.齿根弯曲强度计算213212cos[]FaSanddFKTYYYmz①计算载荷系数1.251.051.21.292.03AVFFKKKKK②根据纵向重合度1.45，查课本图10-28得螺旋角系数0.875Y③计算当量齿数1133223317=18.86coscos15?90=99.86coscos15?rrZZZZ④由课本表10-5查取齿形系数a1a22.8582.182FFYY，⑤由课本表10-5查取应力校正系数sa1sa2=1.538=1.789YY，⑥查课本图10-20c得大小齿轮的弯曲疲劳极限分别是21380a500aFEFEMPMP，⑦查课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数120.880.91FNFNKK，⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.41112220.88500[]314.291.40.91380[]247a1.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPS⑨计算大小齿轮的[]FasaFYY1112222.8581.5380.013986[]314.292.1821.7890.015804[]247FasaFFasaFYYYY大齿轮的数值较大2421332212cos22.038.71100.875cos15?0.01582.14[]1171.612FaSanddFKTYYYmmmz取mm=2.5mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=60.73mm来计算应有的齿数.于是有：1112112cos23.4624i5.2724126.48127ndZZmZZZ取取4.几何尺寸计算①计算中心距12()(24127)2.5=195.41mm2cos2cos15?nZZma将中心距圆整为a=195mm②按圆整后的中心距修正螺旋角12()(24127)2.5=arccosarccos=14.5452cos2cos15?nZZm③大小齿轮