减速器的设计

1目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数56.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30四设计小结31五参考资料322一.课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,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),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。参数:皮带有效拉力F（KN）3.2皮带运行速度V（m/s）1.4滚筒直径D（mm）400二.设计要求1.减速器装配图1张(0号)。2.零件工作图2-3张(A2)。3.设计计算说明书1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10.联轴器设计1.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：3η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw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带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。传动装置的总效率总1为V带的传动效率,2为轴承的效率，3为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）4为联轴器的效率，5为滚筒的效率因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。取1=0.962=0.983=0.954=0.995=0.965423421总＝0.96×498.0×295.0×0.99×0.96＝0.760；2.电动机的选择电动机所需工作功率为：P＝P/η＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW滚筒轴工作转速为n＝D60v1000=4001.4601000π=66.88r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i'总＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i'总×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/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Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速mn1440r/min，同步转速1500r/min。43.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方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速minr电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-4415001440470230125.653.535.9055.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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理6①材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数1Z=24高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=1i×Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131)][(12HEHdttZZuuTKd确定各参数的值:①试选tK=1.6查课本215P图10-30选取区域系数ZH=2.433由课本214P图10-2678.0182.02则6.182.078.0②由课本202P公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×109hN2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=12ZZ)③查课本203P10-19图得：K1=0.93K2=0.96④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用202P公式10-12得:[H]1=SKHHN1lim1=0.93×550=511.5MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.96×450=432MPa许用接触应力MPaHHH75.4712/)4325.511(2/)][]([][21⑤查课本由198P表10-6得：EZ=189.8MPa由201P表10-7得:d=17T=95.5×105×11/nP=95.5×105×3.19/626.09=4.86×104N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径dt12131)][(12HEHdttZZuuTKd=mm53.49)75.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12243②计算圆周速度10006011　ndtsm/62.110006009.62653.4914.3③计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bb=tdd1=49.53mm计算摸数mn初选螺旋角=14ntm=mmZdt00.22414cos53.49cos11④计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25ntm=2.25×2.00=4.50mmhb=5.453.49=11.01⑤计算纵向重合度=0.3181d14tan241318.0tan=1.903⑥计算载荷系数K使用系数AK=1根据smv/62.1,7级精度,查课本由192P表10-8得动载系数KV=1.07,查课本由194P表10-4得KH的计算公式:KH=)6.01(18.012.12d2d+0.23×103×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=1.42查课本由195P表10-13得:KF=1.35查课本由193P表10-3得:KH=FK=1.2故载荷系数:8K＝KKKHKH=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dt1tKK/3=49.53×6.182.13=51.73mm⑧计算模数nmnm=mmZd09.22414cos73.51cos114.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm≥)][(cos212213FSFadYYZYKT⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允许②计算当量齿数z＝z/cos＝24/cos314＝26.27z＝z/cos＝78/cos314＝85.43③初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1④初选螺旋角初定螺旋角＝14⑤载荷系数KK＝KKKK=1×1.07×1.2×1.35＝1.73⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由197P表10-5得:齿形系数Y＝2.592Y＝2.211应力校正系数Y＝1.596Y＝1.774⑦重合度系数Y9端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（2111ZZ）]cos＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690＝14.07609因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos/＝0.673⑧螺旋角系数Y轴向重合度＝09.214sin53.49o＝1.825,Y＝1－＝0.78⑨计算大小齿轮的][FSFFY安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查课本由204P表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮aFFMP5001大齿轮aFFMP3802查课本由197P表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K1FN=0.86K2FN=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4[F]1=14.3074.150086.011SKFFFN[F]2=43.2524.138093.022SKFFFN01347.014.307596.1592.2][111FSFFY01554.043.252774.1211.2][222FSFFY大齿轮的数值大.选用.⑵设计计算①计算模数10mmmmmn26.1655.124101554.014cos78.01086.473.122243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=2mm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=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:z1=nm14cos73.51=25.097取z1=25那么z2=3.24×25=81②几何尺寸计算计算中心距a=cos2)(21nmzz=14cos22)8125(=109.25mm将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos01.1425.10922)8125(arccos2)(21nm因值改变不多,故参数,k,hZ等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1=01.14cos225cos1nmz=51.53mmd2=01.14cos281cos2nmz=166.97mm计算齿轮宽度B=mmmmd53.5153.5111圆整的502B551B（二）低速级齿轮传动的设计计算⑴材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数1Z=30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz2=2.33×30=69.9圆整取z2=70.⑵齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。⑶按齿面接触强度设计111.确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6②查课本由215P图10-30选取区域系数ZH=2.45③试选o12,查课本由214P图10-26查得1=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×108N2=33.21045.481iN1.91×108由课本203P图10-19查得接触疲劳寿命系数K1HN=0.94K2HN=0.97查课本由207P图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim,大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5501lim取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力[H]1=SKHHN1lim1=564160094.0MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.98×550/1=517MPa[2)(]2lim1limHHH540.5MPa查课本由198P表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa选取齿宽系数1dT=95.5×105×22/nP=95.5×105×2.90/193.24=14.33×104N.m3242131)5.5408.18945.2(33.233.371.1110