二级减速器课程设计书

目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数55.设计V带和带轮66.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30四设计小结31五参考资料32一.课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:题号参数4运输带工作拉力（N）1900运输带工作速度（m/s）1.2卷筒直径（mm）300二.设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。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.设计V带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计1.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：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw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V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a5423321a＝0.96×398.0×295.0×0.97×0.96＝0.759；1为V带的效率,n2为轴承的效率，3为第一对齿轮的效率，4为联轴器的效率，5为卷筒轴滑动轴承的效率（因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择电动机所需工作功率为：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,执行机构的曲柄转速为n＝D60v1000=82.76r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速mn1440r/min，同步转速1500r/min。3.确定传动装置的总传动比和分配传动比方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速minr电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×41（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ai＝n/n＝1440/82.76＝17.40（2）分配传动装置传动比ai＝0i×i式中10,ii分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i＝2.3，则减速器传动比为i＝0/iia＝17.40/2.3＝7.57根据各原则，查图得高速级传动比为1i＝3.24，则2i＝1/ii＝2.334.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速n＝0/inm＝1440/2.3＝626.09r/minⅡn＝1/　Ⅰin＝626.09/3.24＝193.24r/minⅢn＝Ⅱn/2i＝193.24/2.33=82.93r/minⅣn=Ⅲn=82.93r/min（2）各轴输入功率ⅠP＝dp×1＝3.25×0.96＝3.12kWⅡP＝Ⅰp×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWⅢP＝ⅡP×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kWⅣP＝ⅢP×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW则各轴的输出功率：ⅠP＝ⅠP×0.98=3.06kWⅡP＝ⅡP×0.98=2.84kWⅢP＝ⅢP×0.98=2.65kWⅣP＝ⅣP×0.98=2.52kW（3）各轴输入转矩1T=dT×0i×1N·m电动机轴的输出转矩dT=9550mdnP=9550×3.25/1440=21.55N·所以:ⅠT＝dT×0i×1=21.55×2.3×0.96=47.58N·mⅡT＝ⅠT×1i×1×2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N·mⅢT＝ⅡT×2i×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mⅣT=ⅢT×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91N·m输出转矩：ⅠT＝ⅠT×0.98=46.63N·mⅡT＝ⅡT×0.98=140.66N·mⅢT＝ⅢT×0.98=305.12N·mⅣT＝ⅣT×0.98=281.17N·m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.936.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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理①材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数1Z=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=i×Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131)][(12HEHdttZZuuTKd确定各参数的值:①试选tK=1.6查课本215P图10-30选取区域系数ZH=2.433由课本214P图10-2678.0182.02则6.182.078.0②由课本202P公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×109hN2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=12ZZ)③查课本203P10-19图得：K1=0.93K2=0.96④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用202P公式10-12得:[H]1=SKHHN1lim1=0.93×550=511.5MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.96×450=432MPa许用接触应力MPaHHH75.4712/)4325.511(2/)][]([][21⑤查课本由198P表10-6得：EZ=189.8MPa由201P表10-7得:d=1T=95.5×105×11/nP=95.5×105×3.19/626.09=4.86×104N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径dt12131)][(12HEHdttZZuuTKd=mm53.49)75.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12243②计算圆周速度10006011　ndtsm/62.110006009.62653.4914.3③计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bb=tdd1=49.53mm计算摸数mn初选螺旋角=14ntm=mmZdt00.22414cos53.49cos11④计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25ntm=2.25×2.00=4.50mmhb=5.453.49=11.01⑤计算纵向重合度=0.3181d14tan241318.0tan=1.903⑥计算载荷系数K使用系数AK=1根据smv/62.1,7级精度,查课本由192P表10-8得动载系数KV=1.07,查课本由194P表10-4得KH的计算公式:KH=)6.01(18.012.12d2d+0.23×103×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=1.42查课本由195P表10-13得:KF=1.35查课本由193P表10-3得:KH=FK=1.2故载荷系数:K＝KKKHKH=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dt1tKK/3=49.53×6.182.13=51.73mm⑧计算模数nmnm=mmZd09.22414cos73.51cos114.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm≥)][(cos212213FSFadYYZYKT⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允许②计算当量齿数z＝z/cos＝24/cos314＝26.27z＝z/cos＝78/cos314＝85.43③初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1④初选螺旋角初定螺旋角＝14⑤载荷系数KK＝KKKK=1×1.07×1.2×1.35＝1.73⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由197P表10-5得:齿形系数Y＝2.592Y＝2.211应力校正系数Y＝1.596Y＝1.774⑦重合度系数Y端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（2111ZZ）]cos＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690＝14.07609因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos/＝0.673⑧螺旋角系数Y轴向重合度＝09.214sin53.49o＝1.825,Y＝1－＝0.78⑨计算大小齿轮的][FSFFY安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝1.955×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝0.6032×10查课本由204P表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮aFFMP5001大齿轮aFFMP3802查课本由197P表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K1FN=0.86K2FN=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4[F]1=14.3074.150086.011SKFFFN[F]2=43.2524.138093.022SKFFFN01347.014.307596.1592.2][111FSFFY01554.043.252774.1211.2][222FSFFY大齿轮的数值大.选用.⑵设计计算①计算模数mmmmmn26.1655.124101554.014cos78.01086.473.122243对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73m