分流式二级圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计程设计计算说明书题目二级分流式减速器指导教师王艾伦院系机电工程学院班级机械0906学号0808090717姓名陈良完成时间2012年3月1目录1.设计任务书··························22.传动方案的拟定·························23.电动机的选择和计算·························24.传动比的分配···························45.传动装置的运动和动力参数计算··············56.齿轮的传动设计······················67.轴的设计·························178.轴的校核·························259.轴承的选择和校核计算·················2710.键联接选择与校核·····················2911.联轴器的选择····················3212.箱体附件设计·····················3213.润滑方式及密封形式的选择·············3314.箱体设计··················3415.课程设计总结·····························3516.参考资料·····························36计算及说明结果1.设计任务书1.1．工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为±5％。输送机效率为ηw=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年，工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2）1.3原始数据运输带曳引力F（KN）：2运输带速度V（m/s）：1.2滚筒直径D(mm)：3002．传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆'hL=14600hF=2000NV=1.2m/sD=300mm两级分流式圆柱齿轮减速器3计算及说明结果柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。4计算及说明结果3．电动机的选择和计算1选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2选择电动机的容量1）滚筒所需功率wP：wP=FV/1000=2000×1.2/1000=3.0kw滚筒的转速wnwn=60×1000V/πD=63.7r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为η：223123w其中1，2，3，w分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，，w是滚筒的效率，1=0.99，2=0.98，3=0.98w=0.962232231230.990.980.980.96w0.853）确定电动机的额定功率edP电动机的输出功率为dPdP=wP/η=3.0/0.85=3.53kw确定电动机的额定功率edP选定电动机的额定功率edP=4kw3、选择电动机的转速wn=63.7r/mi该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为12iii=8～60则总传动比可取8至60之间则电动机转速的可选范围为'1dn=8wn=8×63.7=509.6r/min'2dn=60wn=60×63.7=3822r/min可见同步转速为750r/min1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机wP=3.0kwwn=63.7r/miη=0.85dP=3.53kwedP=4kw5计算及说明结果都符合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：由参考文献[1]中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)计算得总传动比额定转矩最大转矩质量/kg同步转速满载转速1Y132M1-64100096015.72.2732Y112M-641500144022.52.243由表中数据可知，方案1的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M1-6电动机的技术参数和外型、安装尺寸型号ABCDEFGHY132M1-62161788938801033132KABACADHDBBL12280135210315238515四．各级传动比分配4.1计算总传动比由参考文献[1]《机械设计课程设计》中表20-2查得：满载转速nm=960r/min；总传动比i=nm/n=960/63.7=15.074.2分配各级传动比查阅参考文献[1]《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中分配各级传动比取高速级的圆柱齿轮传动比1i≈1.42i，则低速级的圆柱齿轮的传动比为2i=i/1i=i/1.42i1i=4.592i=3.28电动机型号为Y132M1-8i=15.071i=4.592i=3.286计算及说明结果五计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，中速轴为轴Ⅲ低速级轴为轴Ⅳ，滚筒轴为轴Ⅴ，则IIInn=960r/min1IIIIInni960/4.58r/min=209.2r/min2IIIIVVnnni209.2/3.28=63.7r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5％范围内2按电动机额定功率edP计算各轴输入功率IedPP=4kw1IIIPP=4×0.99kw=3.96kw23IIIIIPP=3.96×0.98×0.98kw=3.80kw23IVIIIPP=3.80×0.98×0.98kw=3.65kw31VIVPP=3.65×0.98×0.99kw=3.54kw2.各轴转矩9550IIIPTn=9550×4/960Nm=39.79Nm9550IIIIIIPTn=9550×3.96/960Nm=39.39NmIIInn=960r/minIIIn=209.2r/minIVVnn=63.7r/minIP=4kwIIP=3.96kwIIIP=3.80kwIVP=3.65kwVP=3.54kwIT=39.79NmIIT=39.39Nm7计算及说明结果9550IIIIIIIIIPTn=9550×3.80/209.2Nm=173.47Nm9550IVIVIVPTn=9550×3.65/63.7Nm=547.21Nm9550VVVPTn=9550×3.54/63.7Nm=530.72Nm表3轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV滚筒轴V转速（r/min）960960209.263.763.7功率（kw）43.963.803.653.54转矩(Nm)39.7939.39173.47547.21530.72传动比14.593.281效率0.990.960..960.97六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a.按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）c.材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者的硬度差为40HBS。IIIT=173.47NmIVT547.21NmVT530.72Nm小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，8计算及说明结果d.初选小齿轮齿数1Z=28，则大齿轮齿数2i=4.592Z=4.59×24=110.16取z=110e.初选螺旋角β=14f.选取齿宽系数d：d=0.82）按齿面接触强度设计按下式试算21131121tHEtdaHkTuZZdu1）确定公式内的各计算数值a.试选1tk=1.6b.分流式小齿轮传递的转矩1T=IIT/2=19.70Nmc.查图表（P217图10-30）选取区域系数HZ=2.433（表10-6）选取弹性影响系数EZ=189.812MPad.查图表（P215图10-26）得1a=0.77，2a=0.8912aaa=0.77+0.89=1.66hL=53658=14600h则应力循环次数81hN60jL601730146006.410IIn211/NNi=6.4×810/4.16=1.6×810初选小齿轮齿数1Z=242Z=110β=14d=0.81tk=1.61T=19.70NmHZ=2.433EZ=189.812MPaa=1.66hL=14600h81N6.4102N1.6×810KHN1=0.91，KHN2=0.97。9计算及说明结果g、查阅参考文献[2]《机械设计》中图10-19查第2条线查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.97。9、计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1。查阅参考文献[2]《机械设计》中图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa5601lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5202lim。MPa6.509MPa60591.0SK1limHN11HMPa4.504520MPa97.0SK2limHN22H则H=（1H+2H）/2=（509.6+504.4）/2=507MPaa.按式①计算小齿轮分度圆直径1td233121.619.7104.5912.433189.80.61.664.59507tdmm=40.48mmb.计算圆周速度111/601000tVdn=3.14×40.48×9600/（60×1000）m/s=2.03m/sc.计算齿宽b及模数ntmb=d1td=0.8×40.48mm=32.38mmntm=1tdcosβ/1Z=1.64mmh=2.25ntm=2.25×1.64mm=3.69mmb/h=32.38/3.69=8.77d.计算纵向重合度MPa6.5091HMPa4.5042HH=507MPa1td=40.48mm1V2.03m/b=32.38mmntm=1.64mm=1.5210计算及说明结果=0.318d1Ztanβ=0.318×0.8×24×tan14=1.52e.计算载荷系数K根据有轻微冲击，使用系数AK=1.25，根据V=2.03m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数vK=1.09；查表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数HK的值与直齿轮相同得HK=1.134弯曲强度计算齿向载荷系数查图（图10-13）得FK=1.221查表（表10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4由式AVHHKKKKK……………④得载荷系数1K=1.25×1.09×1.4×1.134=2.16f.按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式3ttKddK…………………⑤得312.1640.481.6dmm=44.74mmg.计算模数1nm1nm=1dcosβ/1Z=44.74×cos14/22mm=1.81mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计按式21312112cosFSndFKTYYYm