V带二级直齿F=2300V=15D=32010X2

机械设计（论文）说明书题目：二级直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：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：设计两级展开式圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),使用期限10年(300天/年),2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。2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。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.设计V带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器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：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V带传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率a:a=0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.831为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择1电动机的选择皮带速度v:v=1.5m/s工作机的功率pw:pw=F×V1000=2300×1.51000=3.45KW电动机所需工作功率为:pd=pwηa=3.450.83=4.16KW执行机构的曲柄转速为:n=60×1000Vπ×D=60×1000×1.5π×320=89.6r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(16×160)×89.6=1433.6~14336r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S1-2的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=2900r/min，同步转速3000r/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=2900/89.6=32.4（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=32.4/2.5=13取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.3i=1.3×13=4.11则低速级的传动比为:i23=ii12=134.11=3.16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/i0=2900/2.5=1160r/minnII=nI/i12=1160/4.11=282.2r/minnIII=nII/i23=282.2/3.16=89.3r/minnIV=nIII=89.3r/min（2)各轴输入功率:PI=Pd×=4.16×0.96=3.99KWPII=PI×=3.99×0.99×0.97=3.83KWPIII=PII×=3.83×0.99×0.97=3.68KWPIV=PIII×=3.68×0.99×0.99=3.61KW则各轴的输出功率：PI'=PI×0.99=3.95KWPII'=PII×0.99=3.79KWPIII'=PIII×0.99=3.64KWPIV'=PIV×0.99=3.57KW(3)各轴输入转矩:TI=Td×i0×电动机轴的输出转矩:Td=9550×pdnm=9550×4.162900=13.7Nm所以：TI=Td×i0×=13.7×2.5×0.96=32.9NmTII=TI×i12×=32.9×4.11×0.99×0.97=129.9NmTIII=TII×i23×=129.9×3.16×0.99×0.97=394.2NmTIV=TIII×=394.2×0.99×0.99=386.4Nm输出转矩为：TI'=TI×0.99=32.6NmTII'=TII×0.99=128.6NmTIII'=TIII×0.99=390.3NmTIV'=TIV×0.99=382.5Nm第五部分V带的设计1选择普通V带型号计算功率Pc:Pc=KAPd=1.1×4.16=4.58KW根据手册查得知其交点在Z型交界线范围内，故选用Z型V带。2确定带轮的基准直径，并验算带速取小带轮直径为d1=80mm,则：d2=n1×d1×(1-)/n2=i0×d1×(1-)=2.5×80×(1-0.02)=196mm由手册选取d2=200mm。带速验算：V=nm×d1×π/(60×1000)=2900×80×π/(60×1000)=12.14m/s介于5~25m/s范围内，故合适。3确定带长和中心距a0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)0.7×(80+200)≤a0≤2×(80+200)196≤a0≤560初定中心距a0=378mm，则带长为:L0=2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)=2×378+π×(80+200)/2+(200-80)2/(4×378)=1205mm由表9-3选用Ld=1250mm，确定实际中心距为：a=a0+(Ld-L0)/2=378+(1250-1205)/2=400.5mm4验算小带轮上的包角:=1800-(d2-d1)×57.30/a=1800-(200-80)×57.30/400.5=162.8012005确定带的根数：Z=Pc/((P0+P0)×KL×K故要取Z=8根Z型V带。6计算轴上的压力：由初拉力公式有：F0=500×Pc×(2.5/K-1)/(Z×V)+q×V2=500×4.58×(2.5/0.96-1)/(8×12.14)+0.10×12.142=52.6N作用在轴上的压力：FQ=2×Z×F0×sin(1/2)=2×8×52.6×sin(162.8/2)=832N第六部分齿轮的设计（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，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器。材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1=21，则：Z2=i12×Z1=4.11×21=86.31取：Z2=872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=1.22)T1=32.9Nm3)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=2.56)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1=610MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2=560MPa。7)计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×1160×1×10×300×2×8=3.34×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=3.34×109/4.11=8.13×1088)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1=0.86,KHN2=0.899)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=0.86×610=524.6MPa[H]2=KHN2σHlim2S=0.89×560=498.4MPa许用接触应力:[H]=([H]1+[H]2)/2=(524.6+498.4)/2=511.5MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:d1t≥32KtT1ψd×u±1u×ZHZE[σH]2=32×1.2×32.9×10001×4.11+14.11×2.5×189.8511.52=43.9mm4修正计算结果：1)确定模数：mn=d1tZ1=43.921=2.09mm取为标准值:2mm。2)中心距：a=Z1+Z2mn2=()21+87×22=108mm3)计算齿轮参数：d1=Z1mn=21×2=42mmd2=Z2mn=87×2=174mmb=φd×d1=42mmb圆整为整数为：b=42mm。4)计算圆周速度v:v=πd1n160×1000=3.14×42×116060×1000=2.55m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。5校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式内各计算数值：1)由表8-3查得齿间载荷分配系数：KH=1.1，KF=1.1；齿轮宽高比为：bh=b[(2h*a+c*)mn]=42[(2×1+0.25)×2]=9.33求得:KH=1.09+0.26d2+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×42=1.36，由图8-12查得：KF=1.332)K=KAKVKFKF=1×1.1×1.1×1.33=1.613)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1=2.73YFa2=2.23应力校正系数:YSa1=1.57YSa2=1.794)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=245MPaFlim2=220MPa5)同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1=3.34×109大齿轮应力循环次数:N2=8.13×1086)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.82KFN2=0.857)计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：[F]1=KFN1σFlim1S=0.82×2451.3=154.5[F]2=KFN2σFlim2S=0.85×2201.3=143.8YFa1YSa1[σF]1=2.73×1.57154.5=0.02774YFa2YSa2[σF]2=2.23×1.79143.8=0.02776大齿轮数值大选用。(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn≥32KT1ψdZ21×YFaYSa[σF]=32×1.61×32.9×1000×0.027761×212=1.88mm1.88≤2所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1=42mmd2=174mmb=d×d1=42mmb圆整为整数为：b=42mm圆整的大