展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器--二级减速箱-T=370Nm--v=0.75

0目录一、设计任务书………………………………………………1二、电动机的选择……………………………………………2三、确定传动比……………………………………………....2四、V带传动的设计计算……………………………………3五、斜齿轮传动设计计算……………………………………51、高速级传动…………………………………………..62、低速级传动………………………………………….93、齿轮的结构设计…………………………………….13六、轴系零件的设计计算……………………………………151、高速轴的设计及计算……………………………….152、从动轴的设计及计算……………………………….203、中间轴的设计及计算……………………………….24七、键连接强度校核计算……………………………………28八、轴承的寿命计算…………………………………………281、主动轴轴承…………………………………………..282、中间轴轴承………………………………………….303、从动轴轴承…………………………………………..31九、润滑、密封装置的选择及设计…………………………32十、减速箱体及附件的设计…………………………………33十一、设计总结………………………………………………351一、设计任务书设计题目：设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件，双班制工作，工作有轻微振动，使用寿命为10年（其中带、轴承寿命为3年以上）原始数据：卷筒直径D=330mm，运输带速度v=0.75m/s,运输带所需扭矩T=370N.m。设计任务：（1）减速器装配图1张；（2）零件工作图2张；（3）设计计算说明书1份。2二、电动机的选择卷筒的转速nwn＝D60v1000=30314.30.75601000=43.406r/min运输带功率Pw:Pw=9550Tn=95503.4064370=1.682KW传动装置的总效率a5423421a＝0.95×498.0×279.0×0.99＝0.8161为V带的效率,取0.95；2为轴承的效率，取0.98；3为齿轮啮合的效率（8级精度），取0.97；4为联轴器的效率，取0.99。电动机输出功率P0:Pd＝Pw/a＝1.682/0.816＝2.06kW根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列的三相异步电动机。电动机转速选着常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min，以便比较。电动机选择如下：型号额定功率同步转数满载转速总传动比外伸轴径外伸轴长中心高Y100L1-42.21500142032.7142860100Y112M-62.2100094021.6562860112由于两种总传动比都不是很大，从经济方面考虑，选择Y100L1-4型的电动机。三、确定传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为：i＝nm/n＝1420/43.406=32.714预取带传动比为01i=3.15减速箱总传动比为0ji=32.714/3.15=10.386减速箱高速级传动比02i=0j1.25i=3.607低速级传动比03i=0ji/02i=2.8823四、V带传动的设计计算(1)确定计算功率cap查表8-7得工作情况系数2.1AK，故06.22.22.1PkPACap为电机的额定功率.(2)选择带型号根据mcanP和,查图8-10选用带型为A型带。(3)选取带轮基准直径21,dddd查表8-6和8-8，取小带轮基准直径mmdd901。(4)验算带速vsmndvmd/69.61000601420901000601在5～25m/s范围内，故带速合适。(5)计算大带轮基准直径mmdiddd283.5903.15102,查表8-8圆整后取mmdd2802。（6）确定中心距a和带的基准长度0L初步选取中心距0a：)(2)(7.021021ddddddadd7402590a初取中心距0a=400mm中心距变动范围：440.122377.1220a所以V带基准长度0dL：0dL=mmaddddadddd03.757144)()(220220121查表8-2选取基准长度mmLd1400得实际中心距:mm　LLaad398.1222/1403.7571400400200）（圆整后400amm（7）验算小带轮包角121157.3180152.783dddda（）41201,包角合适。（8）计算v带根数z，由公式得LCCKKPPPPPZ)(][000根据min/1420,901rnmmdmd，查表8-4a，得KWp1.0530查表8-4b查得功率增量为681.00p查表8-2得带长度修正系数0.96lK.查表8-5,得0.925K由公式得435.296.0925.0)168.0053.1(2.2)(00lcakkpppZ故选Z=3根带。（9）计算单根V带的初拉力最小值（0F）min。查表8-3得A带型的单位长度质量mkgq/1.0,故单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为:20)k-(2.5500minqvzvKPFca）（2692.61.0692.63925.00.925)-(2.564.2500=116.438N（10）计算作用在轴上的最小压轴力（pF）min:10152.783min2minsin23116.438sin699.59722pFzFN（）（）（11）校核实际转矩、功率、转速实际V带传动比0i：2112803.11190dddid从动轮的实际转速1n：1n=1in=14203.111=456.592r/min从动轮的转速误差率为450.794456.429100%1.250%450.794在%5内，为允许值，但为了使结果更准确，要对再进行校核。校核结果如下：各轴转速：轴1：1n＝01/inm＝1420/3.111＝456.429r/min轴2：2n＝102/ni＝456.429/1n＝126.679r/min5轴3：3n＝2n/03i＝126.679/2.882=43.949r/min轴4：4n=3n=43.949r/min各轴输入功率：轴1：1P＝dP×1＝2.060×0.95=1.957kw轴2：2P=1p×2×3＝1.957×0.98×0.97=1.861kw轴3：3P＝2P×2×3＝1.861×0.98×0.97=1.769kw轴4：4P＝3P×2×η4=1.769×0.98×0.99=1.716kw各轴输入扭矩：1T=9550×1P/1n=9550×1.957/456.429=46.49N·m2T=9550×2P/2n=9550×1.861/126.679=140.269N·m3T=9550×3P/3n=9550×1.769/43.949=384.343N·m4T=9550×4P/4n=9550×1.716/43.949=372.890N·m各轴运动与动力参数轴号输入功率PKW输入转矩TNm转速r/min传动比i轴11.95746.49456.4293.15轴21.861140.269126.6793.607轴31.769384.34343.9492.882轴41.716372.89043.9491（12）带轮的结构设计因为就以上计算还无法得知大带轮的孔径，所以将两带轮的结构设计一起放在主动轴设计过程中。五、斜齿轮传动设计计算如题，我们要用斜齿轮进行设计减速箱。由于传送机转速不高，故取8级精度，大小齿轮都选用软齿面。材料及其相应性质如下表：齿轮材料热处理方式硬度HBS接触疲劳强度Mpa弯曲疲劳强Mpa小齿轮45钢调质270650.000480.000大齿轮45钢正火235550.000360.0006一、高速级齿轮传动的设计计算1、选齿数（1）取小齿齿数191Z，大齿轮齿数2Z=Z1i02=193.603=68.458圆整后取2Z=68。（2）选取螺旋角o512、按齿面接触强度设计公式：2H131)][Z()1(2HEdtZuuKTd（1）确定各参数的值:1）初选Kt=1.6。2）由表10-7选取齿轮系数d=1。3）由表10-6查取材料的弹性影响系数EZ=189.8Mpa214）由图10-21d按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮Hlim1=650Mpa，大齿轮Hlim2=550Mpa5）计算应力循环次数：h101.6010)3658(21456.42960j60nN911hLh104.4410)3658(21126.67960j60nN812hL6）由图10-19查取接触疲劳寿命系数KHn1=0.95，KHn2=0.97。7）取失效概率100，安全系数S=1，[H]1=KHn1Hlim1/S=0.95650=617.5Mpa[H]2=KHn2Hlim2/S=0.97550=533.5Mpa[H]=([H]1+[H]2)/2=(617.5+533.5)/2=575.5Mpa8）由图10-30选取区域系数2.425HZ9）由图10-26查得1=0.75，2=0.86，=2+1=1.61。(2)计算。1）小齿轮分度圆直径：231)575.5189.82.425(3.6031.611)13.603(100040.9541.62td=40.415mm2）圆周速度：smndv/0.968100060456.42940.95414.3100060113）齿宽b及模数mnt：b=ddd1=140.415=40.415mmmnt=mmZdt2.0601951cos40.415cos11oh=2.25mnt=2.252.060=4.634mm7b/h=40.415/4.634=8.7424)纵向重合度=0.318dZ1tano51=1.695）计算载荷系数K：已知使用系数KA=1，根据v=0.968m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1：由表10-4查得KH=1.45；由图10-13查得KF=1.4；由表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数K=KAKvKHKH=11.11.21.45=1.9146）按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：d1=d1t3tKK=40.51431.61.914=43.008mm7）计算模数mn=mmZd2.1861951cos43.008cos11o3、按照齿根弯曲强度设计：2FSaFa20213n)][YY(Z15cosY2mdKT）（（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKvKFKF=11.11.21.4=1.8482）根据纵向重合度=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.8753）计算当量齿数。1.083251cos19cos11oZZv75.45351cos68cos22oZZv4）查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.757，YFa2=2.2295）查取应力校正系数。8由表10-5查得YSa1=1.561，YSa2=1.7616）计算弯曲疲劳许用应力。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4。][F1=KFn1FE1/S=0.85480/1.4=291.429Mpa][F2=KFn2FE2/S=0.88360/1.4=226.286Mpa7）计算两齿轮的][YYFSaFa并加以比较。1FSa1Fa1][YY=2.7571.561/291.429=0.0152FSa2Fa2][YY=2.2291.761/226