斜齿圆柱齿轮―二级减速器

燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业：工程机械学号：090101010042学生姓名：张渊博指导教师：郝秀红教师职称：讲师燕山大学课程设计说明书1目录1.任务说明书--------------------------------------------------12.传动方案的分析--------------------------------------------23.电动机选择及计算-----------------------------------------24总传动比的确定和各级传动比的-----------------------35传动装置的动力和运动参数计算-----------------------46.齿轮的选择和计算-----------------------------------------57.轴的设计计算----------------------------------------------108.轴承的选择和校核----------------------------------------169.键的选择和键连接的强度计算------------------------1810.联轴器的选择--------------------------------------------2011.润滑和密封选择-----------------------------------------2112.拆装和调整的说明--------------------------------------2113.减速箱体的附件的说明--------------------------------2214设计小结.------------------------------------------------2215.参考材料-------------------------------------------------23燕山大学课程设计说明书2计算及说明二、传动方案分析1．斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。2．带传动链式传动承载力低，但传动平稳，缓冲吸振能力强因此，本设计运用斜齿轮传动设计较为合理。三．电动机选择计算1)．原始数据如下：运输带牵引力F=1490N输带工作速度V=0.83m/s滚筒直径D=0.27m2)．电动机型号选择主要参数：(1）选择电机类型按照工作要求和工作条件，选择Y系列三相笼形异步电动机全封闭自扇冷式结构。(2）确定电机容量电动机的输出功率为由式WadPPW14900.831.24kw10001000FvP为卷筒效率w取96.0wF=1490NV=0.83m/sD=0.27m1.24wPkw0.821.51adPkw燕山大学课程设计说明书3传动总效率224a123W式中98.097.099.0332211为轴承效率，；为齿轮效率，；为联轴器效率，所以有224a0.990.970.980.96=0.82d1.241.510.82waPPkw(3）选择转速卷筒轴Ⅰ工作转速为600.83`60100058.7270vnDππr／min由二级齿轮减速器40~8,i，固电动机转速,46.6(8~40)373~1865dnr／min符合这一范围的同步转速有750r／min，1000r／min，1500r／min，综合考虑选择同步转速为1000r／min，型号为Y112M-6。电动机主要性能参数型号额定功率（w）同步转速（r／min）满载转速（r／min）启动功率额定功率额定功率最大功率Y112M-62.210009402.02．2四、总传动比的确定和各级传动比的分配满载时电机转速940mnr／min总传动比94016.0158.7manin由1212iiiii总且（1.31.5）所以1121ii4.564.90i=4.80,i==3.34ii总总（1.31.5）取58.7/minnr电动机型号Y112M-61000/min18960/min16.01dmanrDmmnri124.80;3.34ii燕山大学课程设计说明书4五、运动和动力参数得计算各轴转速如下:１轴转速940/01mmninnr／min2轴转速211/195.83nnir／min3轴转速322/58.63nnir／min卷筒轴的转速4358.63nnr／min电动机输出功率为dP，1.51dPkw1轴输入功率111.510.991.49dPPkw2轴输入功率21231.490.970.981.42PPkw3轴输入功率32321.420.970.981.35PPkw卷筒轴输入功率43311.31PPkw由nPT9550得，各轴输出转矩值如下电动机轴ddm1.519550955015.34n940PTmN1轴1111.499550955015.19n940PTmN2轴2221.429550955069.31n195.83PTmN3轴3331.3595509550220.06n58.63PTmNn1=960r/minn2=195.83r/minn3==58.63r/minP1=1.49kwP2=1.42kwP3=1.35kwP4=1.31kwTd=15.34N·mT1=15.19N·mT2=69.31N·mT3=220.06N·m燕山大学课程设计说明书5卷筒轴4441.3195509550213.50n58.63PTmN其运动和动力学参数整理于下表运动和动力学参数功率n（r／min）转矩T（mN）功率P（kw）传动比i效率电机轴94015.341.5110.991轴94015.191.494.800.952轴195.8369.311.423.340.953轴58.63220.061.3510.97卷筒轴58.63213.501.31六、传动零件的设计计算齿轮传动的设计1）传动件的选择（1）由使用条件，选择圆柱斜齿轮（2）选取8级精度，按GB/T10095（3）选取齿数初选小齿轮齿数126Z2Z=3.34×26=86.84取2Z=87实际齿数比：i=3.346则其误差为0.0018在允许范围内T4=213.50N·m齿轮材料用45钢，金属膜铸造。126Z2Z=87燕山大学课程设计说明书6（4）选取螺旋角初选β=14°齿宽系数ψ=0.82)按齿面接触强度设计按式2321EHdHZZZZKTUdU(1）确定载荷系数K由表使用系数1.25AK齿轮为8级精度,估计圆周速度v=414261.04/100100vzms，动载系数1.08vKcos112.388.121zz.111.883.2cos141.672687od1nzsin0.826tantan141.65mbπππo1.671.653.32由图齿间载荷分布系数1.43K，齿向载荷分布系数1.13KKAKKK1.251.081.431.132.18vK(2）转矩269310TNmm(3）查的区域系数2.43HZ(4）重合度系数因1.6511取。ψ=0.81.25AK1.08VK1.43K1.13KK=2.18269310TNmmMPaZE8.189ZH=2.43燕山大学课程设计说明书7110.771.67Z(5）螺旋角系数cos0.99Z。查的影响弹性系数MPaZE8.189(6）由图可查得接触疲劳极限应力lim1590HMPa，lim2460HMPa(7）由公式计算应力循环次数1N8160195.831(63008)1.6910hnjL871211.69105.05103.346NNi(8）查得寿命系数11.12HNK,21.21HNK(9）计算接触疲劳许用应力11lim115901.12660.8HHNHHKMPaS22lim211.21460pa556.6pa1HHNHHKMMS取556.6HMPa(10）计算小齿轮分度圆直径23122.18693103.3461189.82.430.770.99580.83.346556.6dmm0.77ZZβ=0.991N81.6910820.50510N11.12HNK,21.21HNK[]556.6HMPa燕山大学课程设计说明书8(11）计算圆周速度32dn58195.830.595601000601000vππsm/(12）修正载荷系数：按10.595260.1547100100vz查表得,1.02vK可查得(13）校正试算的分度圆直径,,33111.025856.901.08vvKddmmK(14）法向模数,11cos56.90cos142.12mm26ndmz取nm2.5mm(15）计算中心距1226872.5145.57mm2cos2cos14nzzma圆整取a=150mm(16）按圆整后的中心距修正螺旋角1226872.5()arccosarccos19.6722150nzzma所以=1.62=2.37=3.99K=1.42HZ=2.38(17）计算分度圆直径11262.569.03mmcoscos19.67nzmd2d2872.5230.98mmcoscos19.67nzmd1=58mmmm5.2mn150amm19.67°d1=69.03mm2d=230.98mm燕山大学课程设计说明书9取1d=69.03mm2d=230.98mm(18）计算齿轮宽度d1bd1.069.0355.2mm圆整取2156,62bmmbmm3）校核齿根弯曲疲劳强度由公式1111112FFaSaFnKTYYYYbdm1a2a222a11FFSFFFSaYYYY(1）重合度系数a0.750.750.250.250.711.62Y(2）螺旋角系数19.672.371,11110.51120120Y取，所以oo(3）计算当量齿数11332631.1coscos19.67?vzz223387104.1coscos19.67vzzo(4）查取齿形系数可得1a22.592.22FaFYY，(5）查取应力修正系数可得1a21.601.77SaSYY，(6）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数可得87lim1lim2124503801.69105.0510FFMPaMPaNN，；由图按，分别查得121FNFNKK(7）计算弯曲疲劳许用应力取失效率为1％，安全系数S=1,由公式得b1=62mmb2=56mm0.71Y0.51Y1231.1104.1VVzz12.59FaY22.22FaYsa1sa21.601.77YY，S=1111FNFNKK1[]450FMPa燕山大学课程设计说明书10(8）11lim1[]450FFNFKMPa22lim2[]380FFNFKMPa(9）计算弯曲应力1122.18693102.591.600.710.5140.725669.032.5FFMPa