二级展开式圆柱齿轮减速器说明书

126宁波理工学院1机械设计课程设计说明书设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器分院：专业班级:姓名：学号：指导老师：设计日期：226宁波理工学院2目录一、传动方案分析.....................................................3二、选择电动机………………………………………………………4三．齿轮的设计………………………………………………………6四、轴的设计及校核计算…………………………………………16五、轴承的设计及校核………………………………………………18六、键的选择及校核………………………………………………20七、箱体的设计………………………………………………………21八、减速器的润滑与密封……………………………………………22九、减速器附件及其说明……………………………………………23十、联轴器的选择计算………………………………………………25十一、设计小结………………………………………………....26十二、参考文献………………………………………………………26326宁波理工学院3一、传动方案分析1．设计一个用于胶带输送机卷筒的传动装置。原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单项运转，载荷平稳，空载起动，室内有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为±5%，工作机效率为0.94.选择I01组数据：输送带工作拉力：F=1700(N)输送带速度:v=1(m/s)卷筒直径：D=400(mm)传送方案如下图所示：已知工作条件：鼓轮直径400mm，传送带运行速度1m/s.为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算鼓轮的转速，即：6010006010001/min40047.77/minwvnDrr一般常选用同步转速为750r/min或1000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总的传动比约为22或34，根据总传动比，可初步拟定以两级传动为主的多种传动方案。426宁波理工学院4二、电动机选择标题内容结论一、选择电动机1、选择电动机的类型(1)确定电动机的功率(2)确定工作装置所需要的功率wP(3)确定电动机的输出功率Po(4)确定电动机的额定功率Pm2、确定电动机的转速(1)确定卷筒轴的转速wn(2)确定电动机的满载转速mn按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。胶带输送机所需功率Pw按式Fw·Vw/1000·ηw计算。式中Fw=1700NVw=1m/sηw=0.94.代入上式得:/100017001/(10000.94)=1.81KW查表2—4得：滑块联轴器效率：c=0.98滚动轴承效率:r=0.9958级精度齿轮传动(稀油润滑)效率：g=0.97故传动装置传动总效率为：2322320.970.9950.980.89crg电动机的输出功率：Po=Pw/=1.81/0.89kw=2.03kw载荷平稳.电动机额定功率只需略大于0P即可.按表8-184中Y系列电动机技术数据.选电动机的额定功率为2.2KW44610/6101/40047.77/minwwnvDr查《课程设计》表得单级圆柱齿轮的传动比范围为'gi=5~3则二级圆柱齿轮总传动比为范围为：25~9'i电动机的转速可选范围''(9~25)47.77429.93~1194.25/minwninrwP=1.81kw=0.890P=2.03kwPm=2.2Kwwn=47.77r/min526宁波理工学院53、总传动比计算和传动比分配(1)总传动比的计算(2)传动比的分配4、传动装置运动参数的设计(1)各轴转速的计算(2)各轴输入功率计算(3)各轴输入转矩的计算符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min两种，根据实际情况，选常用的同步转速为1000r/min的Y系列的电动Y132m-6，其满载转速为940r/min.。轴的直径必须和电动机的安装尺寸相配套，查表8-187，得轴的伸出端直径为30mmwmnni/=940/47.77=19.68由于是二级展开式圆柱齿轮减速器，所以两级齿轮的传动比比较近似，根据经验公式，优化齿轮传动比取高速级齿轮的传动比：15.35gi取低速级齿轮的传动比:12/ggiii=19.68/5.35=3.68高速轴：1940/minmnnr中速轴：211/940/5.35175.7/mingnnir低速轴：322/175.70/3.6847.77/minginir工作轴：347.77/minwnnr高速轴：12.030.981.99dcPPkw中间轴：211.990.9950.971.92rgPPkw低速轴：321.920.9950.971.85rgPPkw工作轴：31.850.9950.981.82wrcPPkw高速轴：1119550/95501.99/94020.22TPnNm中间轴：2229550/95501.92/175.7104.36TPnNm低速轴：3339550/95501.85/47.77369.85TPnNm工作轴：49550/95501.82/47.77363.85wwTPnNm电动机输出转矩：009550/95502.03/94020.62mTPnNmwn=940r/mini=19.6815.35gi23.68gi1940/minnr2175.7/minnr347.77/minnr47.77/minwnr11.99Pkw21.92Pkw31.85Pkw1.82wPkw120.22TNm2104.36TNm3369.85TNm020.62TNmmNTw.363.85626宁波理工学院65、将以上数据列表三.齿轮的设计1、高速齿轮的设计(1)齿轮的选用(2)按齿面接触强度设计1)确定公式内的各项计算数值三．齿轮的设计1）齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择：大齿轮材料为45钢，小齿轮材料为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC4）初定小齿轮的齿数：124Z则大齿轮齿数：211245.35128.4gZZi取Z2=1295）初选螺旋角1432121)][HZ(1HEZduuTktdt1、由表10-2查得：载荷平稳，因此选载荷系数Kt=1.62、由图10-30选取区域系数433.2HZ3、由图10-26查得10.76520.942则121.707轴参名数电动机轴高速轴中间轴低速轴工作轴转速n（r/min）940940175.747.7747.77功率P(kw)2.031.991.921.851.82转矩T（N·m）20.6220.22104.36369.85363.85传动比i1.005.353.681.00效率0.980.9650.9650.975Kt=1.6433.2HZ65.1726宁波理工学院72）计算4、计算小齿轮传递的转矩：41119550/2.0210TPnNm由表10-6查得材料的弹性影响系数218..189MPaZE按图10-21e小齿轮的接触疲劳强度极限lim11100HMPa大齿轮的接触疲劳强度极限lim21100HMPa5、取接触疲劳寿命系数：10.90HNK,95.02HNK6、计算接触疲劳许用应力1lim110.901100990HNHHKMPaS2lim220.9511001045HNHHKMPaS12[][]21017.5HHHMPa1、计算小齿轮分度圆直径，代入H122131ZH(22.62[])tdkTutuZEdmmH，2、计算圆周速度v1122.629401.11/601000601000tdnvms3、计算齿宽b10.822.6218.1dtbdmm4、计算齿宽与齿高之比b/h模数：11cos/0.91nttmdZmm412.91510TNm218..189MPaZElim11100HMPalim21100HMPa10.90HNK95.02HNKH1[]990MPa2[]1045HMPa[]1017.5HMPa122.62tdmm1.11/vms18.1bmm0.91ntmmm826宁波理工学院8(3)按齿根弯曲强度设计1)确定公式内的各计算数值齿高：2.252.05nthmmm/18.1/2.058.83bh5、计算纵向重合度10.318tan1.522dZ6、计算载荷系数K根据1.11/vms，7级精度，由《机械设计》查得动载系数11.09vK。斜齿轮：4.1FHKK查得使用系数1AK，6级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，1.287HK由/8.83bh，1.287HK，最后查得1.82FK故载荷系数1111.091.41.2871.946AVHHKKKKK7、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径133111.96422.6224.221.6ttKddmmK8、计算模数111cos/24.22cos14/240.98nmdZmm32121)(2FFasadnYYZCOSYKTm1、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1620FEMPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限2620FEMPa2、取弯曲疲劳寿命系数85.01FNK,10.88FNK3、计算弯曲疲劳强度的许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则111/0.85620/1.4376.43FFNFEKSMPa1.52211.09vK4.1FHKK1AK1.45HK1.35FK11.964K124.22dmm10.98nmmm926宁波理工学院92)设计计算222/0.88620/1.4389.7FFNFEKSMPa4、计算载荷系数K11.091.41.822.777AVFFKKKKK5、查取齿形系数：12.592FaY，22.211FaY6、查取应力校正系数：11.596SaY,21.774SaY7、计算大小齿轮的FSaFaYY,并加以比较1112.5921.5960.01099376.43FaSaFYY2222.2111.77740.01007389.7FaSaFYY8.根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数88.0Y大齿轮的数值大所以可知42222.7772.02100.88(cos14)30.8(24)1.7070.010991.09nm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.53为标准值并就近圆整标准值1.5nmmm按接触强度算得的分度圆直径124.22dmm,算出小齿轮齿数：11cos14/24.22cos14/1.515.6716nZdm215.355.351685.686ZZ这样的设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯2.777K1.09nmmm1.5nmmm116Z286Z1026宁波理工学院103)几何尺寸计算4)齿轮传动的几何尺寸曲疲劳强度，并做到结构紧凑，