同济大学二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

1机械设计课程设计说明书设计题目二级圆柱斜齿轮减速器工学院机械设计及其制造专业班级机械083班学号08550302设计人徐梦晨指导老师温建明日期2010年12月29日2目录设计任务书……………………………………………………3电动机的选择…………………………………………………3计算传动装置的运动和动力参数……………………………4传动件的设计计算……………………………………………6轴的设计计算………………………………………………..14滚动轴承的选择及计算……………………………………..22键联接的选择及校核计算…………………………………..26联轴器的选择………………………………………………..27减速器附件的选择…………………………………………..27润滑与密封…………………………………………………...29设计小结……………………………………………………...29参考资料目录………………………………………………...303一、设计任务书设计一用于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器，用于传送清洗零件，带速v=0.75m/s，卷筒直径D=330mm，运输带所需扭矩为370Nm，输送机工作有轻震，单向运转。工作寿命12年（设每年工作300天），单班制工作。二、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量(1)卷筒的输出功率PPw=Fv/1000ηw=2Tv/D/1000ηw=2×370×0.75/330×1000/1000×0.95=1.7703kW带式运输机ηw=0.95(2)电动机输出功率dPdPP传动装置的总效率η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η5式中1、2…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表12-8查得：联轴器1=0.99；滚动轴承2=0.99；圆柱齿轮传动3=0.98；滚动轴承4=0.99；圆柱齿轮传动5=0.98；滚动轴承6=0.99；联轴器η7=0.99；卷筒η8=0.96；则η=0.99×0.99×0.98×0.99×0.98×0.99×0.99×0.96=0.877故Pd=1.875/0.877=2.14kW(3)电动机额定功率edP4由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表19-1选取电动机额定功率Ped=2.2kW。3）电动机的转速卷筒轴的工作转速:ｎｗ＝60×1000v/3.14D=60×1000×0.9/3.14×300=57.30r/min推算电动机转速可选范围，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2-2查得两级圆柱齿轮传动比范围i’=8~40，则电动机转速可选范围为：nd’=i’nw=458.4~2292r/min初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（ｋｗ）电动机转速(r/min)同步满载1Y100L1-42.2150014202Y112M-62.21000960两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y100L1-44）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。三、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比：i=nm/nw=1420/57.3=24.782）分配各级传动比：高速级齿轮传动比：89.578.244.1)5.1~3.1(1ii低速级齿轮传动比：21.489.578.2412iii3）各轴转速（轴号：电动机轴、输入轴（轴）、中间轴（Ⅱ轴）、输出轴（Ⅲ5轴）、卷筒转轴）：电动机轴与输入轴之间的传动比0i=1，输出轴与卷筒转轴之间的传动比13i；min/1420rnnm电min/14201142001rinnmmin/09.24189.51420112rinnmin/27.5721.409.241223rinnmin/27.57127.5733rinnw100510005.010010030.5730.5727.57带速偏差，故符合要求。4)各轴的输入功率：01为电动机轴与输入轴之间的传动效率，12为输入轴与中间轴间的传动效率，23为中间轴与输出轴间的传动效率，34为输出轴与卷筒转轴间的传动效率。、14.2dPkWkWPPPdd10.299.099.014.221011kWPPP04.299.098.010.24311212kWPPP98.199.098.004.26522323kWPPP88.196.099.098.1873343卷=wP5）各轴的输入转矩：用公式iiinPT9550计算mNnPTmdd.39.14142014.295509550mNnPT.12.14142010.2955095501116mNnPT.81.8009.24104.295509550222mNnPT.3303.5798.195509550333mNnPT运动和动力参数表项目电动机轴输入轴中间轴输出轴卷筒转轴转速(r/min)14201420241.0957.357.3功率(kw)2.142.102.041.981.88转矩(N*m)14.3914.1280.81330313.33传动比115.894.211效率10.98010.97020.97020.9504四、传动件的设计计算低速级传动齿轮设计（齿轮3、4）1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）低速级传动齿轮速度不高，故选用7级精度。2）材料选择：由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数303z，大齿轮齿数3.1263021.4324ziz，取整1264z。则2.43012634zzu4）初选螺旋角：初选螺旋角142、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即323312HEHdttZZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值71）试选载荷系数6.1tK2）小齿轮的转矩mNTT.81.802'33）由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数67.1HZ4）由《机械设计（第八版）》图10-26查得80.03，87.04；则67.1435）选齿宽系数1d6）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE7）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6003lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5504lim8）计算应力循环次数：hLjnN3360810736.1530081109.241607823410123.421.410736.1iNN9）由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数96.0,92.043HNHNKK。10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得MPaMPaSKHHNH55260092.03lim33MPaMPaSKHHNH52855096.04lim44a5402528552243MPMPaHHH（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td3：8mmmmdt94.515408.189433.221.421.567.1110081.86.1232432）计算圆周速度：smsmndvt/66.0/10006009.24194.51100060333）计算齿宽b及模数ntm：mmdbtd94.5194.511368.13014cos94.51cos33zdmtntmmmmmmmhnt78.368.125.225.274.1378.394.51hb4)计算纵向重合度：14tan301318.0tan318.03zd=2.385）计算载荷系数K:已知载荷状态为有轻震，故使用系数查由《机械设计（第八版）》表10-2得AK=1.25；根据v=0.66m/s,7级精度，由图10-8得载荷系数VK=1.07；由表10-4查得HK的值遇直齿轮的相同，得HK=1.42；由图10-13得FK=1.36；由表10-3查得2.1FHKK；故载荷系数：28.242.12.107.125.1HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得：mmmmKKddtt45.586.128.294.5133337）计算模数：mmzdmn89.13014cos45.58cos333、按齿根弯曲疲劳强度设计并校核33223cos2FSaFadnYYzYKTm(1)确定计算参数91）计算载荷系数：18.236.12.107.125.1FFVAKKKKK2）根据纵向重合度38.2，从由《机械设计（第八版）》图10-28查得螺旋角影响系数88.0Y3）计算当量齿数：84.3214cos30cos3333zzv93.13714cos126cos3344zzv4）查取齿形系数：480.23FY,150.24FY5）查取应力校正系数：820.1,639.143SSYY6）由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPFE5003，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPFE3804，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数93.0,89.043FNFNKK7）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4MPSKFEFNF86.3174.150089.0333MPSKFEFNF43.2524.138093.04448）计算大小齿轮的FSFYY并加以比较01279.086.317639.1480.2333FSFYY01550.043.25282.1150.2444FSFYY大齿轮的数值大。（2）设计计算：mmmn50.101550.069.130114cos10081.818.223224前后对比计算结果，取nm=2mm即可满足弯曲强度，但为了同事满足解除10疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径3d=58.45mm来计算齿数；故：28,35.28214cos45.58cos333zmdzn取；则：11821.428234izz4、几何尺寸计算（1）计算中心距：mmmzzan46.15014cos2211828cos243，圆整为150mm（2）按圆整后点的中心距修正螺旋角27.131502211828arccos2arccos43amzzn由于值改变不多，故参数KZH、、等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径mmmzdn53.5727.13cos228cos33mmmzdn47.24227.13cos2118cos44（4）计算齿轮宽度：mmdbd53.5753.5713圆整后取mmBmmB60,6543r（5）结构设计小齿轮3的齿顶圆直径ad160mm,故选用实心结构；大齿轮4的齿