二级减速器课程设计完整版

目录1.设计任务..............................................22.传动系统方案的拟定....................................23.电动机的选择..........................................33.1选择电动机的结构和类型...................................33.2传动比的分配............................................53.3传动系统的运动和动力参数计算..............................54.减速器齿轮传动的设计计算..............................74.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算...........................74.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算..........................115.减速器轴及轴承装置的设计.............................165.1轴的设计..............................................165.2键的选择与校核.........................................235.3轴承的的选择与寿命校核..................................256.箱体的设计...........................................286.1箱体附件..............................................286.2铸件减速器机体结构尺寸计算表.............................297.润滑和密封...........................................307.1润滑方式选择...........................................307.2密封方式选择...........................................30参考资料目录............................................302计算及说明结果1.设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%，二班制，使用期限12年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2原始数据滚筒圆周力：900FN输送带带速：%2.4(4)/vms滚筒直径：450mm1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为380/220V。2.传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速3计算及说明结果器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。3.电动机的选择3.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。3.1.1选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率9002.42.1610001000wFvPkW设：η4w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；ηc——联轴器效率，ηc=0.99（见《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—1）；ηg——闭式圆柱齿轮传动效率，ηg=0.98（同上）；ηb——滚动轴承（一对球轴承），ηb=0.99（同上）；ηcy——输送机滚筒效率，ηcy=0.96（同上）。估算传动装置的总效率011223344式中010.99c120.990.980.9702bg230.990.980.9702bg340.990.990.9801bc40.990.960.9504wbcy传动系统效率0112233440.990.97020.97020.98010.95040.8680工作机所需要电动机功率2.162.48840.8680wrPPkWPw=2.16kW传动总效率η=0.8680Pr=2.4884kW4计算及说明结果选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于Pr。由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选Pm≥Pr条件的电动机额定功率Pm应取为3kW。3.1.2确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速32.460101.91/min3.1445010wvnrd传动系统总传动比mwnin由《机械设计（高等教育出版社）》表18—1查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=8~60，故电动机转速的可选范围为(8~60)101.91815.28~6114.6/minmwninr由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2可以查得电动机数据如下表：方案电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)总传动比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通过对以上方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为9.42。对于展开式两级减速器（i=8~60）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，选用方案2比较合理。Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw，满载转速nm=1440r/min。由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—3电动机的安装及外型尺寸（单位mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380Pm=3kW电动机Y100L2-4型电动机转速nm=1440r/min总传动比i=14.135计算及说明结果查得电动机电动机基本参数如下：中心高100mmH，轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径0.0090.00428()mmD，轴伸出部分长度60mmE。3.2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知01341ii因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比013414.13iiii为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS≤350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比121.31.328.264.286ii低速级传动比231214.133.2974.286iii传动系统各传动比分别为011i124.286i233.297i341i3.3传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，带式输送机滚筒轴为4轴。各轴的转速如下01440/minmnnr010114401440/min1nnri12121440336/min4.286nnri124.286i233.297i6计算及说明结果2323336102/min3.297nnri3434102102/min1nnri计算出各轴的输入功率02.4884rPPkW10012.48840.992.4635PPkW21122.46350.97022.3901PPkW32232.39010.97022.3189PPkW43342.31890.98012.2728PPkW计算出各轴的输入转矩0002.48849550955016.501440PTNmn10010116.5010.9916.34TTiNm21121216.344.2860.970267.95TTiNm32232367.953.2970.9702217.36TTiNm433434217.3610.9801213.03TTiNm运动和动力参数的计算结果如下表格所示:轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)14401440336102102功率P（Kw）2.48842.46352.39012.31892.2728转矩T（N•m）16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.2863.2971传动效率η0.990.97020.97020.9801（注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。）7计算及说明结果4.减速器齿轮传动的设计计算4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。(2)齿轮精度：7级(3)初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=103(4)初选螺旋角β=14°(5)压力角α=20°2、按齿面接触疲劳强度设计(1).由《机械设计.(高等教育出版社第九版)》式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即321112HEHdHttZZZZuuTKd确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt=1.0。由式（10-23）可得螺旋角系数Zβ。0.98514coscosZ计算小齿轮传递的转矩：6641119.55109.55102.46351.634101440PTNmmn由图10-20查取区域系数2.433HZ。由表10-7选取齿宽系数1d。由表10-5查得材料的弹性影响系数1/2E189.8MPaZ。由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Zat111at222arctan(tan/cos)arctan(tan20/cos1420.562arccos[cos/(2cos)]arccos[24cos20.562/(2421cos14)]29.974arccos[cos/(2cos)]arccos[103cos20.562/(10321ctntantanzzhzzh）''1122d1os14)]23.223[(tan-tan)(tan-tan)]/2[24(tan29.974-tan20.562)103(tan23.223-tan20.562)]/21.655tan/124tan14/1.905aattatzzz208计算及说明结果4-4-1.6551.905(1-)(1-1.905)0.666331.655z计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为lim1600HMPa和lim2550aHMP由式（10-15）计算应力循环次数：911606014401(2830012)4.9771