同轴式二级圆柱齿轮减速器

机械工程学院机械设计课程设计说明书设计题目：同轴式二级圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号指导教师：2016年6月30日目录一、设计任务书.....................................................0二、传动方案的拟定及说明...........................................0三、电动机的选择...................................................1四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比...........................2五、计算传动装置的运动和动力参数...................................3六、传动件的设计计算...............................................4七、轴的设计计算..................................................10八、滚动轴承的选择及计算..........................................28九、键联接的选择及校核计算........................................33十、联轴器的选择..................................................35十一、减速器附件的选择和箱体的设计................................35十二、润滑与密封..................................................36十三、设计小结....................................................37十四、参考资料....................................................38设计计算及说明结果一、设计任务书题目：用于带式输送机传动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器。1.基本数据：已知输送带的工作拉力F=2800N,输送带速度v=1.2m/s,及卷筒直径D=360mm；2.工作情况：两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳3.工作寿面：使用期限为10年，每年300个工作日，每日工作16小时；4.制作条件及生产批量：中等规模机械厂制造，可加工7-8级齿轮，小批量生产：5.部件：（1）电动机（2）减速器（3）联轴器（4）输送带（5）输送带鼓轮6.设计工作量：（1）绘制减速器装配图一张（A0或A1）。（2）绘制减速器零件图2两张。（3）编写设计说明书1份。二、传动方案的拟定及说明如图一所示，传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速箱，减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。常用于输入和输出轴同轴线的场合。图一带式输送机传动系统简图1—电动机；2，4—联轴器；3—减速器；5—滚筒；6—输送带设计计算及说明结果三、电动机的选择和计算1.电动机类型选择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)卷筒轴的输出功率wPkWFvPw303610001.228001000(2)电动机的输出功率dPwdPP传动装置的总效率2432221式中，4321,,,为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-2查得：圆柱齿轮传动89.01；弹性联轴器99.02；运输机滚筒69.03；滚动轴承89.04，则68.0故kWPPwd3.68168.03.36(3)电动机额定功率edP由第16章表16-1选取电动机额定功率kWPed4。3.电动机的转速工作机滚筒的转速为min/59.68100060rDvnw经考虑，选定电动机型号为Y132M1-6。kWPw3.3668.0kWPd3.618kWPed4设计计算及说明结果1.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表16-1、表16-2查出Y132M1-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-6410009602.02.2HDEGKL13238803312515四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比15.0763.69960wmnni2.分配各级传动比因为减速器为同轴式减速器，所以两级减速比相同i=15.0788.321iii。15.07i3.881i3.882i设计计算及说明结果五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为min/63.763.88247.42min/247.423.88960min/96032Ⅲ21ⅡⅠrinnrinnrnnm2.各轴输入功率按电动机额定功率edP计算各轴输入功率，即kWPPkWPPkWPPkWPP652.3652.398.098.0803.3803.398.098.0960.3960.398.04Ⅲ出412Ⅲ411Ⅱ1dⅠ3.各轴转矩mNTTmNTTmNTTmNTTmNnPT65.53098.099.095.54695.54698.098.088.378.146i146.7898.098.099.339.39i39.3999.079.3939.7996049550955021Ⅲ卷332ⅡⅢ421ⅠⅡ1dⅠⅠⅠd电动机轴高速轴Ⅰ中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ卷桶轴转速（r/min）960960247.4263.7663.76功率（kW）43.963.8033.6523.436转矩（mN）39.7939.39146.78546.95530.62设计计算及说明结果六、传动件的设计计算1.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩mNTT146.78Ⅱ1，小齿轮转速min/42.472Ⅱ1rnn，传动比3.882ii。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①选用斜齿圆柱齿轮②运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）③由《机械设计》（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（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。④选小齿轮齿数241z：大齿轮齿数932488.312ziz⑤初选取螺旋角14（2）按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即3211)][(12HEHdttZZuuTKd①确定公式内各计算数值a)试选载荷系数6.1tKb)由图10-20选取区域系数433.2HZc)由图10-26查得88.0,78.021，66.188.078.021d)小齿轮传递的传矩mNT78.4611e)由表10-7选取齿宽系数1df)由表10-6查得材料弹性影响系数218.189MPaZEg)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502limh)由式10-13计算应力循环次数：斜齿圆柱齿轮7级精度241z14891129111044.5713.31002.21002.2)1036582(15766060iNNLjnNh设计计算及说明结果i)由图10-19查得接触疲劳寿命系数94.0,90.021HNHNKKj)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得MPaMPaSKMPaMPaSKHHNHHHNH517155094.0;540160090.02lim221lim11k)许用接触应力MPaHHH5.5282517540221②计算a)试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得mmmmdt40.925.5288.189433.2713.31713.366.111036.4226.123231b)计算圆周速度smsmndvt7505.010006013.15540.9210006011c)齿宽b及模数mnt76.1041.8/40.92/41.874.325.225.274.32414cos40.92cos40.9240.920.1111hbmmmmmhmmmmzdmmmmmdbnttnttdd)计算纵向重合度903.114tan241318.0tan318.01zde)计算载荷系数K由表10-2查得使用系数1AK根据smv196.1，7级精度，由图10-8查得动载系数04.1vK；由表10-4查得HK的值与直齿轮的相同，故1231.HK；因mmNbFKtA/9.984.92/)]2/4.92/(36.422[1/mmN/100表10-3查得4.1FHKK；图10-13查得28.1FKmmdt40.921smv196.1设计计算及说明结果故载荷系数：92.1321.14.104.11HHVAKKKKKf)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得mmmmKKddtt19.986.192.140.903311g)计算模数nmmmmmzdmn97.32414cos19.98cos11（3）按齿根弯曲强度设计由式(10-17)32121][cos2FSaFadnYYzYKTm①确定计算参数a)计算载荷系数86.128.14.104.11FFVAKKKKKb)根据纵向重合度903.1，从图10-28查得螺旋角影响系数88.0Yc)计算当量齿数80.10114cos93cos27.2614cos24cos33223311zzzzvvd)查取齿形系数由表10-5查得185.2,592.221FaFaYYe)查取应力校正系数由表10-5查得787.1,596.121SaSaYYf)计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802mmmn97.3设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数88.0,84.021FNFNKK取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得MPaSKMPaSKFEFNFFEFNF9.2384.150088.00.3004.150084.0222111g)计算大、小齿轮的][FSaFaYY，并加以比较01634.09.238787.1185.201379..0300596.1592.2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大②设计计算mmmmmn81.201634.066.124114cos88.01036.42286.123223对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mmmn3，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd19.981来计算应有的齿数。于是由76.3