二级减速箱设计说明书说明书

1机械设计课程设计计算说明书设计题目二级圆柱直齿轮减速箱姓名学号班级指导老师2013年1月1日2目录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、V带传动的设计计算五、减速器圆柱齿轮传动的设计计算六、轴的设计计算及校核七、键的选择和校核八、减速器的结构九、润滑密封设计十、课程设计心得体会参考文献3设计任务书一、设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器二、系统简图：三、工作条件：1.输送机由电机驱动。电机转动，经传动装置带动输送带移动。按整机布置，要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，有过载保护。2.使用寿命为5年，大修期3年。3.每日两班制，工作时连续单向运转。载荷平稳。4.允许输送带速度偏差为5%。5.工作机效率为0.95.6.按小批生产规模设计。设计内容：7.设计传动方案；8.设计减速器部件装配图（A1）；联轴器电动机减速器联轴器滚筒v输送带49.绘制轴、齿轮零件图各一张(高速级从动齿轮、中间轴）；10.编写设计计算说明书一份（约7000字）。四、原始数据：题号参数3鼓轮直径D（mm)350运输带工作速度υ(m/min)0.80输出转矩T（Nm)4505计算及说明一、选择电动机(1)选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2）选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：（1）Pd=waPKW，（2）Pw=1000FvKw因此Pd=1000aFvKw其中1，3，4，5分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。取1=0.96(带传动)，2=0.98（滚子轴承），3=0.97,4=0.992,5=0.95.则：η=0.9630.9820.970.9920.95=80.1%又因为:V=0.8m/s，总传动比：n=60v/2π=44工作机所需功率：Pw=Tn/9550=2.08KW电动机输出功率：Pd=Pw/η=2.60KW方案电动机型号额定功率edPKw满载转速r/min1Y112M-639402Y100L-4314203Y132S-837106(3)确定电动机的型号根据容量和转速,由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号,因此:选用Y100L2-4电动机：低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素。所以，选定电动机型号为Y100L2-4二、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号Y100L2-4，满载转速nm=1420r/min（1）总传动比i=nm/n=1420/44=32.3（2）分配传动装置传动比各级传动比的推荐值V带2～4；圆柱齿轮3～6;（3）分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，故选择i0=3,则：i1=3.6,i2=3。三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为I轴、II轴、III轴……，以及0i、1i，……为相邻两轴间的传动比；01、12，……为相邻两轴间的传动效率；型号额定功率（kw）满载转速（r/min）起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L2-4314202.22.37IP、IIP，……为各轴的输入功率（Kw）；IT、IIT，……为各轴的输入转矩（Nm）；In、IIn，……为各轴的转速（r/min）；（1）各轴的转速I轴0mInni=1420/3=473.3r/minⅡ轴5.1311innIIIr/minIII轴8.432innIIIIIr/min卷筒轴8.43IIIIVnnr/min(2)各轴输入功率I轴88.21dIppkwII轴KWppIII74.23III轴KWppIIIII60.23卷筒轴KWppIIIIV53.24各轴输出功率I轴KWpIIp82.22'II轴KWpIIIIp68.22'III轴KWpIIIIIIp55.22'卷筒轴KWpIIIIVp40.25'（3）各轴输入转矩I轴mNnpTII1.5895501II轴mNTII0.199III轴mNTIII9.5668卷筒轴mNTIV6.551各轴输出转矩I轴mNnpTII9.5695501''II轴mNTII6.194'III轴mNTIII0.556'卷筒轴mNTIV3.523'运动和动力参数计算结果整理于下表：四V带传动的设计计算一、确定计算功率caP查表可得工作情况系数1.2Ak故KWpkpAca6.332.1二、选择V带的带型轴名效率P（Kw）转矩T（Nm）转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电动机轴14200.963I轴2.882.8258.156.9473.30.983.6II轴2.742.68199.0194.6131.50.973III轴2.602.55566.9556.043.80.9921卷筒轴2.532.40551.6523.343.80.959根据caPn、，由图可得选用Z型带。三、确定带轮的基准直径dd并验算带速v1、初选小带轮的基准直径1dd。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径190ddmm2、验算带速v按计算式验算带的速度smndvd/7.660100011因为530msvms，故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径2dd按式(8-15a)计算大带轮的基准直径mmidddd27090312根据教材表8-8，mmdd2702。4、确定V带的中心距a和基准直径dL（1）按计算式初定中心距0500amm12012(0.7()2())ddddddadd（2）按计算式计算所需的基准长度22100120()2()24dddddddLaddammadddd1582427090210000212查表可选带的基准长度mmld1600（3）按计算式计算实际中心距ammllaadd500200中心距的变化范围为（476~548mm)。5、验算小带轮上的包角110901593.57-180121adddd6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率rP由查表可得95.0,03.0,36.000kpp4298.000krkkppp（2）计算V带的根数Z38.84298.06.3Zrcapp故取V带根数为9根,若Z取9太大，故舍弃选用1600mm的Z型带95.0,048.1,99.00kKWpkL故Z=3.14，取整Z=47、计算单根V带的初拉力的最小值0minF查表可得A型带的单位长度质量0.10qkgm20min2.5500cakPFqvkZvN1147.61.07.6495.06.395.0-5.25002应使带的实际初拉力00minFF。8、计算压轴力pF压轴力的最小值为10minmin2sin2PFZFN8975.79sin11442五减速器圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。11（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为270HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为230HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数30Z1，大齿轮齿数108306.3Z2，2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即321121tEtdHkTZudu（1）确定公式内的各计算数值①试选4.1tk，②小齿轮传递转矩NT569001③查图10-30可选取区域系数2.433HZ查表10-7可选取齿宽系数1d④查表10-6可得材料的弹性影响系数12189.8EZMP。⑤查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HaMP，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5702lim。⑥按计算式计算应力循环次数811102.860hjLnN8212103.2iNN⑦查图可选取接触疲劳寿命系数11.02HNk，08.12HNk。⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1S，按计算式(10-12)得1lim111.02600612HNHHakMPSMPaSkHHN6.61508.15702lim22H（2）计算相关数值①试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得12321121tHEtdHkTZZudu所以mmdlt6.49②计算圆周速度111.23601000tdnvms③计算齿宽b及模数ntm1149.649.6dtbdmm1149.61.65330tntdmmmZ2.252.251.6533.72nthmmmmm49.613.335.466bh⑤计算载荷系数k查表可得使用系数1Ak，根据1.23vms，7级精度，查表10-8可得动载系数0.8Vk，由表10-4查得HK的值与直齿轮的相同，为1.419F1.42k，1.0HFkk故载荷系数10.811.4191.1352AVHHkkkkk⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得33111.13549.646.251.4ttkddmmk⑦计算模数nm1146.251.5430ndmmmZ133、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即31212FaSandFkTYYYmZ（1）确定公式内的各计算数值①计算载荷系数10.81.4211.136AVFFkkkkk②查表取应力校正系数11.625SaY，21.764SaY。③查表取齿形系数12.52FaY，22.1896FaY。(线性插值法)④查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEaMP。⑤查图可取弯曲疲劳寿命系数10.87FNk，20.90FNk。⑥计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数1.4S，按计算式(10-22)计算得1110.875003111.4FNFEFakMPS2220.90380244.31.4FNFEFakMPS⑨计算大、小齿轮的FaSaFYY并加以计算1112.521.6250.01317310.714FaSaFYY2222.18961.79640.016244.286FaSaFYY大齿轮的数值较大。（2）设计计算3221.135569000.01611.322130nmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强14度计算的法面模数，故取1.5nmmm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径146.25dmm来计算应有的齿数，于是有1146.2530.8311.5ndZm取131Z，则211313.6111ZiZ4、几何尺寸计算（1）计算中心距12311111.5106.522nZZmamm将中心距圆整为106.5amm。（2）计算大、小齿轮的分度圆直径11Z311.546.5ndmmm221111.5166.5ndZmmm（4）计算齿轮宽度1146.546.5dbdmm二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图