二级直齿减速器说明书

1目录第一部分课程设计任务书-------------------------------2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-----------------5第五部分齿轮的设计----------------------------------7第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------15第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------28第八部分轴承的选择及校核计算-------------------------29第九部分减速器及其附件的设计-------------------------31第十部分润滑与密封----------------------------------32设计小结--------------------------------------------33参考文献--------------------------------------------332第一部分课程设计任务书一、设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱直齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,两班制工作,输送带效率一般为0.94―0.96。数据？二.设计要求:1.减速器装配图一张(电子，打印纸质各一份)。2.大齿轮零件图(电子，打印纸质各一份)。3.输入轴零件图(电子，打印纸质各一份)。4.输出轴零件图(电子，打印纸质各一份)。5.箱体零件图(电子，打印纸质各一份)。6.箱座零件图(电子，打印纸质各一份)。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.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39.润滑密封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：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：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=0.993×0.972×0.992×0.96=0.861为轴承的效率,2为齿轮啮合传动的效率,3为联轴器的效率,4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。4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=3000×1.51000=4.5KW电动机所需工作功率为:pd=pwηa=4.50.86=5.23KW卷筒轴的工作转速为:n=60×1000Vπ×D=60×1000×1.5π×300=95.5r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(8×40)×95.5=764~3820r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/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:5ia=nm/n=960/95.5=10.1（2）分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.4ia=1.4×10.1=3.76则低速级的传动比为:i23=iai12=10.13.76=2.69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=960=960r/minnII=nI/i12=960/3.76=255.3r/minnIII=nII/i23=255.3/2.69=94.9r/minnIV=nIII=94.9r/min（2)各轴输入功率:PI=Pd×=5.23×0.99=5.18KWPII=PI×=5.18×0.99×0.97=4.97KWPIII=PII×=4.97×0.99×0.97=4.77KWPIV=PIII×=4.77×0.99×0.99=4.97KW则各轴的输出功率：PI'=PI×0.99=5.13KWPII'=PII×0.99=4.92KW6PIII'=PIII×0.99=4.72KWPIV'=PIV×0.99=4.92KW(3)各轴输入转矩:TI=Td×电动机轴的输出转矩:Td=9550×pdnm=9550×5.23960=52N.m所以：TI=Td×=52×0.99=51.5N.mTII=TI×i12×=51.5×3.76×0.99×0.97=186N.mTIII=TII×i23×=186×2.69×0.99×0.97=480.5N.mTIV=TIII×=480.5×0.99×0.99=470.9N.m输出转矩为：TI'=TI×0.99=51N.mTII'=TII×0.99=184.1N.mTIII'=TIII×0.99=475.7N.mTIV'=TIV×0.99=466.2N.m7第五部分齿轮的设计（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，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。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=24，则：Z2=i12×Z1=3.76×24=90.24取：Z2=882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=1.32)T1=51.5N.m3)选取齿宽系数d=14)由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5)由图查得节点区域系数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。87)计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×960×1×10×300×2×8=2.76×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=2.76×109/3.76=7.35×1088)由图查得接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87,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=0.87×610=530.7MPa[H]2=KHN2σHlim2S=0.89×560=498.4MPa许用接触应力:[H]=([H]1+[H]2)/2=(530.7+498.4)/2=514.55MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:d1t≥32KtT1ψd×u±1u×ZHZE[σH]2=32×1.3×51.5×10001×3.76+13.76×2.5×189.8514.552=52.4mm4修正计算结果：1)确定模数：mn=d1tZ1=52.424=2.18mm取为标准值:2mm。2)中心距：9a=Z1+Z2mn2=()24+88×22=112mm3)计算齿轮参数：d1=Z1mn=24×2=48mmd2=Z2mn=88×2=176mmb=φd×d1=48mmb圆整为整数为：b=48mm。4)计算圆周速度v:v=πd1n160×1000=3.14×48×96060×1000=2.41m/s由表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]=48[(2×1+0.25)×2]=10.67求得:KH=1.09+0.26d2+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×48=1.37，由图查得：KF=1.342)K=KAKVKFKF=1×1.1×1.1×1.34=1.623)由图查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1=2.63YFa2=2.23应力校正系数:YSa1=1.59YSa2=1.794)由图按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim1=245MPaFlim2=220MPa105)同例：小齿轮应力循环次数:N1=2.76×109大齿轮应力循环次数:N2=7.35×1086)由图查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.83KFN2=0.857)计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：[F]1=KFN1σFlim1S=0.83×2451.3=156.4[F]2=KFN2σFlim2S=0.85×2201.3=143.8YFa1YSa1[σF]1=2.63×1.59156.4=0.02674YFa2YSa2[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]=32×1.62×51.5×1000×0.027761×242=2mm2≤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=48mm11d2=176mmb=d×d1=48mmb圆整为整数为：b=48mm圆整的大小齿轮宽度为：b1=53mmb2=48mm中心距：a=112mm，模数：m=2mm（二）低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，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。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：Z3=25，则：Z4=i23×Z3=2.69×25=67.25取：Z4=672初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d1t≥32KtT2ψd×u±1u×ZHZE[σH]2确定各参数的值:1)试选Kt=1.32)T2=186Nm3)选取齿宽系数d=14)由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5)由图查得节点区域系数ZH=2.5126)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：N3=60nkth=60×255.3×1×10×300×2×8=7.35×108大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=N1/u=7.35×108/2.69=2.73×1088)由图查得接触疲劳寿命系数:KHN1=0.89,KHN3=0.919)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]3=KHN3σHlim3S=0.89×610=542.9MPa[H]4=KHN4σHlim4S=0.91×560=509.6MPa许用接触应力:[H]=([H]3+[H]4)/2=(542.9+509.6)/2=526.25MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:d1t≥32KtT2ψd×u±1u×ZHZE[σH]2=32×1.3×186×10001×2.69+12.69×2.5×189.8526.252=81.4mm4修正计算结果：1)确定模数：mn=d1tZ3=81.425=3.26mm取为标准值:3mm。132)中心距：a=Z3+Z4mn2=()25+67×32=138mm3)计算齿轮参数：d3=