二级斜齿出入联轴器F=1500-V=1.1-D=220-10X1概要

机械设计（论文）说明书题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器系别：XXX系专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：二零一二年五月一日目录第一部分课程设计任务书-------------------------------3第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3第三部分电动机的选择--------------------------------4第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7第五部分齿轮的设计----------------------------------8第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22第九部分润滑与密封----------------------------------24设计小结--------------------------------------------25参考文献--------------------------------------------25第一部分课程设计任务书一、设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),1班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二.设计要求:1.减速器装配图一张(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。3.设计说明书一份。三.设计步骤: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.齿轮的设计6.滚动轴承和传动轴的设计7.键联接设计8.箱体结构设计9.润滑密封设计第二部分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：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：图一:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率a:a=0.983×0.972×0.99×0.96=0.841为轴承的效率,2为齿轮啮合传动的效率,3为联轴器的效率,4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择1电动机的选择皮带速度v:v=1.1m/s工作机的功率pw:pw=F×V1000=1500×1.11000=1.65KW电动机所需工作功率为:pd=pwηa=1.650.84=1.96KW执行机构的曲柄转速为:n=60×1000Vπ×D=60×1000×1.1π×220=95.5r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(8×40)×95.5=764~3820r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y112M-6的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=940r/min，同步转速1000r/min。2确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=940/95.5=9.8（2）分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.4ia=1.4×9.8=3.7则低速级的传动比为:i23=iai12=9.83.7=2.65第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI=nm=940=940r/minnII=nI/i12=940/3.7=254.1r/minnIII=nII/i23=254.1/2.65=95.9r/minnIV=nIII=95.9r/min（2)各轴输入功率:PI=Pd×=1.96×0.99=1.94KWPII=PI×=1.94×0.98×0.97=1.84KWPIII=PII×=1.84×0.98×0.97=1.75KWPIV=PIII×=1.75×0.98×0.99=1.84KW则各轴的输出功率：PI'=PI×0.98=1.9KWPII'=PII×0.98=1.8KWPIII'=PIII×0.98=1.71KWPIV'=PIV×0.98=1.8KW(3)各轴输入转矩:TI=Td×电动机轴的输出转矩:Td=9550×pdnm=9550×1.96940=19.9Nm所以：TI=Td×=19.9×0.99=19.7NmTII=TI×i12×=19.7×3.7×0.98×0.97=69.3NmTIII=TII×i23×=69.3×2.65×0.98×0.97=174.6NmTIV=TIII×=174.6×0.98×0.99=169.4Nm输出转矩为：TI'=TI×0.98=19.3NmTII'=TII×0.98=67.9NmTIII'=TIII×0.98=171.1NmTIV'=TIV×0.98=166Nm第五部分齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。1）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z1=21，则：Z2=i12×Z1=3.7×21=77.7取：Z2=782）初选螺旋角:=150。2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d1t≥32KtT1ψdεα×u±1u×ZHZE[σH]2确定各参数的值:1)试选Kt=2.52)T1=19.7Nm3)选取齿宽系数d=14)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.426)由式8-3得：=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos=[1.88-3.2×(1/21+1/78)]×cos150=1.6297)由式8-4得：=0.318dZ1tan=0.318×1×21×tan150=1.798)由式8-19得:Z11.629=0.7849)由式8-21得：Z=cosβ=cos15=0.9810)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2=530MPa。11)计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×940×1×10×300×1×8=1.35×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=1.35×109/3.7=3.66×10812)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1=0.88,KHN2=0.913)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=KHN1σHlim1S=0.88×650=572MPa[H]2=KHN2σHlim2S=0.9×530=477MPa许用接触应力:[H]=([H]1+[H]2)/2=(572+477)/2=524.5MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:d1t≥32KtT1ψdεα×u±1u×ZHZE[σH]2=32×2.5×19.7×10001×1.629×3.7+13.7×2.42×189.8524.52=38.9mm4修正计算结果：1)确定模数：mn=d1tcosβZ1=38.9×cos15021=1.79mm取为标准值:2mm。2)中心距：a=Z1+Z2mn2cosβ=()21+78×22×cos150=102.5mm3)螺旋角：=arccosZ1+Z2mn2a=arccos()21+78×22×102.5=1504)计算齿轮参数：d1=Z1mncosβ=21×2cos150=43mmd2=Z2mncosβ=78×2cos150=161mmb=φd×d1=43mmb圆整为整数为：b=43mm。5)计算圆周速度v:v=πd1n160×1000=3.14×43×94060×1000=2.12m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。6)同前，ZE=189.8MPa。由图8-15查得节点区域系数为:ZH=2.42。7)由式8-3得：=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos=[1.88-3.2×(1/21+1/78)]×cos150=1.6298)由式8-4得：=0.318dZ1tan=0.318×1×21×tan150=1.799)10)同前，取:Z11.629=0.78411)由式8-21得：Z=cosβ=cos15=0.9812)由表8-2查得系数：KA=1，由图8-6查得系数：KV=1.1。13)Ft=2T1d1=2×19.7×100043=916.3NKAFtb=1×916.343=21.3100Nmm14)由tant=tann/cos得：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos150)=20.7015)由式8-17得：cosb=coscosn/cost=cos15cos20/cos20.7=0.9716)由表8-3得：KH=KF=/cos2b=1.629/0.972=1.7317)由表8-4得：KHd2+0.61×10-3b=1.3618)K=KAKVKHKH=1×1.1×1.73×1.36=2.5919)计算d1：d1≥32KT1ψd×u±1u×ZHZEZεZβ[σH]2=32×2.59×19.7×10001×3.7+13.7×2.42×189.8×0.784×0.98524.52=38.9mm实际d1=4338.9所以齿面接触疲劳强度足够。5校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式内各计算数值：1)当量齿数：ZV1=Z1/cos3=21/cos3150=23.3ZV2=Z2/cos3=78/cos3150=86.52)V=[1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cos=[1.88-3.2×(1/23.3+1/86.5)]×cos150=1.6483)由式8-25得重合度系数：Y=0.25+0.75cos2b/V=0.684)由图8-26和=1.79查得螺旋角系数Y=0.875)εγεαYε=3.4191.629×0.68=3.09前已求得:KH=1.733.09，故取：KF=1.736)bh=b[(2h*am+c*)mn]=43[(2×1+0.25)×2]=9.56且前已求得:KH=1.36，由图8-12查得：KF=1.337)K=KAKVKFKF=1×1.1×1.73×1.33=2.538)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1=2.66YFa2=2.23应力校正系数:YSa1=1.59YSa2=1.799)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim1=500MPaFlim2=380MPa10)同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1=1.35×109大齿轮应力循环次数:N2=3.66×10811)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.8