二级圆柱齿轮减速器3

机械设计课程设计说明书设计题目二级圆柱齿轮减速器专业班级: 学号:设计人：指导教师：完成日期年月日目录设计任务书 (3)传动方案的拟定及说明 (4)电动机的选择 (4)传动装置的运动和动力参数的选择和计算 (5)传动零件的设计计算 (6)轴的设计计算 (15)滚动轴承的选择和计算 (20)键联接的选择和计算 (21)减速器附件的选择和密封类型的选择 (22)联轴器的选择 (22)减速器箱体的设计 (22)设计小结 (24)参考文献 (24)设计任务书设计已知条件：1、传送带所需力1900N2、传送带运行速度0.9m/s3、传送带滚轮直径300mm4、单向传动，载荷平稳，中型机械5、设计寿命：10年6、方案的草图如下：η1，带传动的效率;η2，轴承的效率;η3，齿轮传动效率;η4，联轴器的传动效率;η5，鼓轮上的传动效率。

一、传动方案的拟定根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机间选用联轴器传动，减速器为二级圆柱斜齿齿轮减速器。

方案草图如上。

二、电动机的选择1、电机类型和结构型式。

根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。

2、电机容量卷筒所需功率Pw=Fv/1000=1900×0.9/1000=1.71kw传动装置的总效率η=η1η23η32η4η5取V带的效率η1=0.96轴承的效率η2=0.98圆柱齿轮的传动效率η3=0.97联轴器的效率η4=0.99卷筒上的传动效率η5=0.97总效率η=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.816 电动机的输出功率P ed =PW/η=1.71/0.816=2.1 Kw3、电动机额定功率 Ped由已有的标准的电机可知，可选择电机的额定功率为 Ped=3Kw 4、电动机的转速工作机卷筒转速nw =Dvπ100060 =60×1000×0.9/（3.14×300）=57.3r/min带传动比范围1-4，两级圆柱齿轮传动比范围是3-5，则电动机转速可选范围515.7-5730 按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1500r/min 的三相笼型异步电动机具体规格如下：三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算1、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1)传动装置总传动比由电动机的满载转速n m 和输入轴转速n 1可确定带传动装置应有的传动比为i=wmn n =1420/57.3=24.78 2）分配各级传动比取带传动传动比i=2减速箱体内为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i 2=1.3i 3； 所以由i= i 1 i2i 3取i 2=4.02 i 3=3.092、计算传动装置的运动和动力参数 1)各轴转速 n 0=n m =1420r/min ;n I = n 0/ i 1=1420/2=710 r/min ; n Ⅱ = n I / i2=710/4.02=176.6r/min ;n Ⅲ = n Ⅱ/ i 3 =176.6/3.09=57.3r/min ; 2)各轴输入功率 P ο= P ed =3Kw ; P I = P ο×η1= 3×0.96=2.88Kw ;P Ⅱ = P I ×η2×η3=2.88×0.98×0.97=2.74Kw ; P Ⅲ = P Ⅱ×η2×η3=2.74×0.98×0.97=2.6 Kw ;3)各轴输入转矩T 1= 9550 P I / n I =9550×2.88/710=38.7N •m ; T 2=9550 P Ⅱ/ n Ⅱ =9550×2.74/176.6=148.2 N •m ; T 3 =9550 P Ⅲ/ n Ⅲ =9550×2.6/57.3=433N •m ;四、传动零件的设计计算 V 带的设计1、确定计算功率P ca由表8-7查得工作情况系数K A =1.1，故： P ca =K A .P=kw 3.331.1=⨯ 2、选择V 带的带型根据P ca 、1η由图8-11选A 型3、确定带轮的基准直径d d ，并验算带速v 1）、初选小带轮的基准直径d d1，由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d d1=100mm 2）、验算带速v 0,按式（8-13）验算带的速度 s m /43.71000601420100100060nd v 1d =⨯∙∙=⨯=ππ因v >5m/s,故合适3)、计算大带轮的基准直径，根据式（8-15a ），计算大带轮的基准直径d d2 d d2=mm i 2001002d d1=⨯=∙ 4、确定v 带的中心距a 和基准长度L d 1）、根据式（8-20），初步确定中心距a 0)d d (2a )d d (7.0d2d10d2d1+≤≤+ 600a 2100≤≤取0a =400mm2）、由式（8-22）计算所需的基本长度mma a L d 12714004)100200()200100(240024)d d ()d d (2202d2d1d2d100=⨯-++∙+⨯=-++∙+=ππ由表（8-2）选取带的基准长度mm L d 14000= 3）、按式（8-23）计算实际中心距a mm L L d d 5.4642127114004002a a 00=-+=-+≈ 4）、按式（8-24）计算中心距变动范围dd L L 03.0a a 015.0a a max min +=-=∴ mm 5.4431400015.05.464a min =⨯-=mm 5.506140003.05.464a max =⨯+= 故中心距变化范围为464.5~506.5mm 5、验算小带轮上的包角a 100000d2d101907.167464.53.57)100200(180a 3.57)d d (180≥=∙--=∙--≈α6、计算带的根数Z1）、计算单根V 带的额定功率P r由d d1=100mm 和n=1420r/min ，查表8-4a 得 P 0=1.32Kw根据n=1420r/min ，2=i 和A 型带，查表8-4b 得△P=0.17Kw 查表8-5得K a =0.95，表8-2得K L =0.96w K 36.196.095.0)17.032.1(K K P)(P Pr L a 0=⨯⨯+=∙∙∆+= 2）、计算V 带的根数Z 43.236.13.3===r ca P P Z 取根3=Z 7、计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min由表8-3得A 型带的单位长度质量m kg q /1.0=，所以Nqv Z K P K a 12643.71.043.7395.03.3)95.05.2(500v)5.2(500)(F 22a camin 0=⨯+∙∙∙-⨯=+∙∙∙-⨯=应使带的实际初拉力F 0>（F 0）min 8、计算压轴力P F压轴力的最小值为N Z F P 75227.167sin 126322sin )(F 2)(0min 0min=⨯⨯⨯=∙∙=α齿轮的设计(一)、一级齿轮的设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）、按设计题目传动方案，选用一级斜齿轮，二级斜齿圆柱齿轮传动，齿轮为硬面齿轮。

（2）、运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。

（3）、材料选择。

由表10—1选择小齿轮材料为40Gr ，并经调质处理，齿面硬度为250HBS 。

大齿轮选45钢，调质处理225HBS（4）、选取齿轮螺旋角，初步选定螺旋角β=14° （5）、选取小齿轮齿数Z 1=20,大齿轮齿数Z 2=4.02 X20=80.4，取Z 2=81 2、按齿面接触强度设计由设计公式（10—9a ）进行试算，即：3211)(12HE H t Z Z d T K d σμμεφα∙∙±∙∙∙≥（1）、确定公式内的各个计算参数值 1）、试选载荷系数3.1=t K2）、计算小齿轮传递的转矩 mm N T ∙⨯=411087.3 3）、由表10—7选取齿宽系数1=d φ4）、由表10—6查得材料的弹性影响系数21188a E MP Z =，由图10—30选取区域系数42.2=H Z5)、由图10—21e 按齿面硬度查得小、大齿轮的解除疲劳强度极限分别为a MP H H 355,7852lim 1lim ==σσ6）、由式10—13计算应力循环次数9111004.2)1030082(17106060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 8111007.502.4⨯==N N 7）、由图10—19取接触疲劳寿命系数96.01=HN K 98.02=HN K8）计算解除疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10—12）得：[]Pa HN H M SH K 6.75378596.01lim 11=⨯=∙=σσ[]Pa HN H M SH K 34835598.02lim 22=⨯=∙=σσ∴ [][][]Pa H H H M 8.550221=+=σσσ9）、由图10—26查得：76.01=αε 75.02=αε51.121=+=αααεεε（2）、计算1）、试算小齿轮分度圆直径t d 1m mZ Z d T K d HE H t 4.38)8.55018842.2(02.4102.451.111087.33.12)(123243211=∙⨯±⨯⨯⨯⨯⨯=∙∙±∙∙∙≥σμμεφα 2）、计算圆周速度V V=s m n d t /43.11000607104.3810006011=⨯∙∙=⨯∙∙ππ3）、计算齿宽bmm d d b t 4.384.3811=⨯=∙=φ 4）、计算齿宽与齿高之比hb ，纵向重合度βε模数 mm z d m t t 92.1204.3811===齿高 mm m h t 32.425.2=⨯= ∴ 89.832.44.38==h b586.114tan 201318.0tan 318.001=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=βφεβz d5）、计算载荷系数已知使用系数1=A K ,根据s m V /9.1=，7级精度，由图10—8查得动载荷系数10.1=v K ，由表10—4查得βH K 的值与直齿的相同，故428.1=βH K ，由图10—13查得38.1=βF K ,由表10—3查得4.1==ααF H K K故载荷系数199.2428.14.110.11=⨯⨯⨯==βααH H V A H K K K K K K6）、按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10—10a ）得： mm K K d d t 8.453.1199.24.3833111=⨯=⨯= 7）、计算模数mm z d m n 22.22014cos 8.45cos 11=⨯=∙=︒β3、按齿根弯曲强度设计由式（10—17）[]32121cos 2F S F n Y Y z d Y T K m σεφβαααβ∙∙∙∙∙∙∙≥进行试算（1）、确定公式的各个计算数值 1）、计算载荷系数125.238.14.110.11=⨯⨯⨯=∙∙=βαF F V A K K K K K2）、根据纵向重合度586.1=βε，从图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY3）、计算当量齿数9.2114cos 20cos 3311=︒==βZ Z V7.8814cos 81cos 3322=︒==βZ Z V 4）、查取齿形系数 由表10-5，查得57.21=αF Y , 20.22=αF Y 由表10-5，查得6.11=αS Y , 78.12=αS Y5）、计算弯曲疲劳许用应力由图10-20d 查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为MPa MPa FE FE 430,62021==σσ，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数86.01=FN K ,88.02=FN K ,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得：[][]MPaSK MPaS K FE FN F FE FN F 3.2704.143088.086.3804.162086.0222111=⨯=∙==⨯=∙=σσσσ6）、计算大、小齿轮的[]F S F Y Y σαα∙ 并加以比较[]010797.086.3806.157.2111=⨯=∙F S F Y Y σαα[]0144876.03.27078.120.2222=⨯=∙F S F Y Y σαα 大齿轮的数值大 （2）、设计计算mm m n 48.10144876.051.120114cos 88.01087.3125.223224=⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mm m n 2=，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mm d 8.451=计算应有的齿数，于是： 3.22214cos 8.45cos 11=︒⨯=∙=n m d z β取231=z ，则5.9202.4232=⨯=z ,取932=z 4、几何尺寸计算：（1）、计算中心距 ()()mm m z z a n6.11914cos 229323cos 221=︒∙⨯+=∙∙+=β将中心距圆整为 mm a 120=（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角 ()()︒=⨯⨯+=∙+=1.14120229323arccos2arccos21am z z nβ因β值改变不多，故参数αε，βK ,H z 等不必修正（3）、计算大小齿轮的分度圆直径 mm m z d n 9.611.14cos 230cos 11=︒⨯==∙β mm m z d n 8.1911.14cos 293cos 22=︒⨯==∙β mm a 127=（4）、计算齿轮宽度mm d d b 9.619.6111=⨯=∙=φ 圆整后取mm B 621=， mm B 572= (二)、二级齿轮的设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）、二级斜齿圆柱齿轮传动，齿轮为硬面齿轮。