二级直齿圆柱齿轮减速器_课程设计

. .. . ..机械设计课程设计说明书设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器设计者：第四维指导教师：刘博士2011年12月23日目录一、设计题目 (3)二、传动装置总体设计 (3)三、选择电动机 (3)四、确定传动装置传动比分配 (5)五、计算传动装置运动和动力参数 (5)六、齿轮的设计 (6)七、减速机机体结构设计 (13)八、轴的设计 (14)九、联轴器的选择 (23)十、减速器各部位附属零件设计 (23)十一、润滑方式的确定 (24)一.设计题目设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。

轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。

卷筒直径D=220mm,运输带的有效拉力F=1500N,运输带速度 1.1/v m s ,电源380V,三相交流.二.传动装置总体设计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：三．选择电动机1.选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V ，Y型。

2.选择电动机的容量电动机所需的功率为： Wd aP P KW =η 1000W FVP KW =所以 1000d a FVP KW =η由电动机到运输带的传动总功率为1a 242234η=ηηηη1η—联轴器效率：0.992η—滚动轴承的传动效率：0.98 3η—圆柱齿轮的传动效率：0.97 4η—卷筒的传动效率：0.96则：24210.990.980.970.960.817a 242234η=ηηηη=⨯⨯⨯= 所以 1.65=2.020.817d aFVp KW η== 3.确定电动机转速卷筒的工作转速为 601000601000 1.196/min 220w V n r D ππ⨯⨯⨯===⨯二级圆柱齿轮减速器传动比=840i ，总所以电动机转速可选范围为,(840)96/min (7643822)/min d w n i n r r ==⨯=总 符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min 。

根据容量和转速，由书本表14.1或有关手册选定电动机型号为Y100L-4。

其主要性能如下表：电动机型号额定功率 KW 同步转速 r/min 额定转速 r/min 起动转矩额定转矩 最大转矩额定转矩Y100L1-4 2.2150014202.22.2综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第二方案比较适合。

因此选定电动机型号为Y100L1-4，其主要参数如下；四.确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：1420===14.896n i n 电总卷 分配传动比：121.4i i =，取1 4.55i =，经计算2 3.25i =注： 1i 为高速级传动比，2i为低速级传动比。

五.计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；1η，2η，3η，4η—依次为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的的传动效率。

1.各轴转速：11420/min m n n r == 1211420312.1/min 4.55n n r i === 232312.196/min 3.25n n r i === 4n =3n =96/min r2.各轴输入功率： 1 2.020.99 2.00d P P KW 1=η=⨯=21 2.000.980.97 1.90P P KW 23=ηη=⨯⨯= 32 1.900.980.97 1.81P P KW 23=ηη=⨯⨯= 43 1.810.980.99 1.76P P KW 21=ηη=⨯⨯=3.各轴输入转矩： 649.5510 1.3610dmp T N mm n =⨯=⨯⨯d 41 1.3410d T T N mm 1=η=⨯⋅ 421 5.810T T i N m 23=ηη=⨯⋅1 5322 1.810T T i N m 23=ηη=⨯⋅ 53 1.7410T T N m 12=ηη=⨯⋅卷1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率0.99。

运动和动力参数结果如下表：六.齿轮的设计Ⅰ.高速级大小齿轮的设计1材料选择,由表10-1选择小齿轮材料为40Cr,硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS2 选小齿轮齿数124z =，大齿轮齿数2 4.5524109.2z =⨯=，取2110z = 3按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即11()E t Hd u σ≥（1）确定公式内内的各计算数值 1）试选载荷系数 1.3t K = 2）计算小齿轮的传递转矩54195.510 2.02 1.36101420T N mm N mm ⨯⨯=⋅=⨯⋅3）由表10-7选取齿宽系数1d φ=4）由表10-6查的材料的弹性系数12189.8E Z MPa =5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H MPa σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550H MPa σ=。

6）由式计算应力循环次数。

911606014201(830010) 2.04510h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯982 2.04510 4.494104.55N ⨯==⨯7)由图10-19取接触疲劳寿命系数10.90HN K =,20.95HN K =. 8)计算疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得[]1lim110.90600540HN H K MPa MPa S σσ==⨯= []2lim220.95550522.5HN H K MPa MPa Sσσ==⨯=（2）计算1）试算小齿轮的分度圆直径1t d ，代入[]H σ中较小的值。

211()32.876E t H d mm u σ≥==2）计算圆周速度v.1132.8761420/ 2.44/601000601000t d n v m s m s ππ⨯⨯===⨯⨯3)计算齿宽b 。

1132.87632.876d t b d mm mm φ==⨯=4)计算齿宽与齿高之比bh。

模数 1132.876/24 1.37tt d m mm mm z === 齿高 2.25 2.25 1.37 3.082t h m mm mm ==⨯=32.87610.673.082b h == 5）计算载荷系数。

根据v=2.44m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数 1.08v K =，直齿轮，1H F K K αα==,由表10-2查得使用系数1A K =由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 1.415H K β= 由10.67, 1.415H bK hβ==查图10-13得 1.35F K β=,故载荷系数 1 1.081 1.415 1.528A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯=6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得1132.87634.695d d mm === 7）计算模数。

1134.695/24 1.45d m mm mm z === 4. 按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为m ≥(1)确定公式内的各计算数值1）由式查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ=，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE MPa σ=2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.86FN K =,20.90FN K = 3)计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数 1.4S =,由式得[]1110.86500307.141.4FN FE F K MPa MPa S σσ⨯=== []2220.90380244.291.4FN FE F K MPa MPa S σσ⨯===4)计算载荷系数K 。

1 1.081 1.35 1.418A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=5)查取齿形系数。

由表10-5查得 1 2.65a Y =，2 2.17a Y = 6）查取应力校正系数。

由表10-5查得 1 1.58sa Y =，2 1.80sa Y = 7）计算大小齿轮的[]Fa SaF Y Y α并加以比较。

[]1112.65 1.580.01363307.14Fa Sa F Y Y α⨯=[]2222.17 1.800.01599244.29Fa Sa F Y Y α⨯==大齿轮的数值大。

（2）设计计算1.03m mm ≥= 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.03并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径134.695d =，算出小齿轮齿数1134.695281.25d z m ==≈ 大齿轮齿数 2 4.5528127.4z =⨯=，取2128z = 5．几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径1128 1.2535d z m mm mm ==⨯= 22128 1.25160d z m mm mm ==⨯=(2) 计算中心距123516097.522d d a mm mm ++=== (3) 计算齿轮宽度113535d b d mm mm φ==⨯=取235B mm =,140B mm =Ⅱ.低速级大小齿轮的设计：1. 材料选择.由表10-1选择小齿轮材料为40Cr,硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢硬度为240HBS ，二者材料硬度差40HBS 。

2. 选小齿轮齿数324z =，大齿轮齿数43.252478z =⨯= 3.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即13()E t Hd u σ≥（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 1.3t K = 2）计算小齿轮的传功转矩54395.510 1.90 5.8110312.1T N mm ⨯⨯==⨯⋅3）由表10-7选取齿宽系数1d φ=4）由表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8E Z MPa =5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限lim3600H MPa σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim4550H MPa σ= 6）由式计算应力循环次数9316060312.11(830010) 4.49410h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯984 4.49410 1.383103.25N ⨯==⨯7）由图10-19取接触疲劳寿命系数30.95HN K =,40.98HN K = 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得[]1lim130.95600570HN H K MPa MPa S σσ==⨯= []2lim240.98550539HN H K MPa MPa Sσσ==⨯=（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中较小的值33()53.477E t H d mm u σ≥==2）计算圆周速度v3153.477312.1/0.87/601000601000t d n v m s m s ππ⨯⨯===⨯⨯3）计算齿宽b3153.47753.477d t b d mm mm φ==⨯=4）计算齿宽与齿高之比bh模数 3353.477/24 2.228tt d m mm mm z === 齿高 2.25 2.25 2.228 5.01t h m mm mm ==⨯=53.47710.675.01b h =≈ 5）计算载荷系数。