机械设计课程设计--二级斜齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计--二级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计（论文）说明书题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器系别： XXX系专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：二零一二年五月一日目录第一部分课程设计任务书-------------------------------3 第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3 第三部分电动机的选择--------------------------------4 第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7 第五部分齿轮的设计----------------------------------8 第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17 第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20 第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22 第九部分润滑与密封----------------------------------24 设计小结--------------------------------------------25 参考文献--------------------------------------------25第一部分课程设计任务书一、设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限11年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二. 设计要求:1.减速器装配图一张(A1或A0)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。

3.设计说明书一份。

三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案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：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

计算传动装置的总效率ηa:ηa=η1η23η32η4η5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=0.65m/s工作机的功率p w:p w=2TV1000D=2×693×0.65370= 2.43 KW电动机所需工作功率为:p d= p wηa=2.430.81= 3 KW执行机构的曲柄转速为:n = 60×1000Vπ×D=60×1000×0.65π×370= 33.6 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为i a=16~160，电动机转速的可选范围为n d = i a×n = (16×160)×33.6 = 537.6~5376r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S-6的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速n m=960r/min，同步转速1000r/min。

2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:i a=n m/n=960/33.6=28.6（2）分配传动装置传动比:i a=i0×i式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2，则减速器传动比为:i=i a/i0=28.6/2=14.3取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 1.4i = 1.4×14.3 = 4.47则低速级的传动比为:i23 =ii12=14.34.47= 3.2第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:n I = n m/i0 = 960/2 = 480 r/minn II = n I/i12 = 480/4.47 = 107.4 r/minn III = n II/i23 = 107.4/3.2 = 33.6 r/minn IV = n III = 33.6 r/min（2)各轴输入功率:P I = P d×η1 = 3×0.96 = 2.88 KWP II = P I×η2⋅η3 = 2.88×0.98×0.97 = 2.74 KWP III = P II×η2⋅η3 = 2.74×0.98×0.97 = 2.6 KWP IV = P III×η2⋅η4 = 2.6×0.98×0.99 = 2.52 KW 则各轴的输出功率：P I' = P I×0.98 = 2.82 KWP II' = P II×0.98 = 2.69 KWP III' = P III×0.98 = 2.55 KWP IV' = P IV×0.98 = 2.47 KW(3)各轴输入转矩:T I = T d×i0×η1电动机轴的输出转矩:T d = 9550×p dn m = 9550×3960= 29.8 Nm所以：T I = T d×i0×η1 = 29.8×2×0.96 = 57.2 Nm T II = T I×i12×η2⋅η3 = 57.2×4.47×0.98×0.97 = 243.1 NmT III = T II×i23×η2⋅η3 = 243.1×3.2×0.98×0.97 = 739.5 Nm T IV = T III×η2⋅η4 = 739.5×0.98×0.99 = 717.5 Nm输出转矩为：T I' = T I×0.98 = 56.1 NmT II' = T II×0.98 = 238.2 NmT III' = T III×0.98 = 724.7 NmT IV' = T IV×0.98 = 703.1 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号计算功率P c:P c = K A P d = 1.1×3 = 3.3 KW根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。

2 确定带轮的基准直径，并验算带速取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：d2 = n1×d1×(1-ε)/n2 = i0×d1×(1-ε)= 2×100×(1-0.02) = 196 mm由手册选取d2 = 200 mm。

带速验算：V = n m×d1×π/(60×1000)= 960×100×π/(60×1000) = 5.02 m/s介于5~25m/s范围内，故合适。

3 确定带长和中心距a0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)0.7×(100+200)≤a0≤2×(100+200)210≤a0≤600初定中心距a0 = 405 mm，则带长为:L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×405+π×(100+200)/2+(200-100)2/(4×405)=1287 mm 由表9-3选用L d = 1250 mm，确定实际中心距为：a = a0+(L d-L0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4 验算小带轮上的包角α1:α1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(200-100)×57.30/386.5= 165.20>12005 确定带的根数：Z = P c/((P0+∆P0)×K L×Kα)= 3.3/((0.78+0.12)⋅0.93⋅0.96) = 4.11故要取Z = 5根A型V带。

6 计算轴上的压力：由初拉力公式有：F0 = 500×P c×(2.5/Kα-1)/(Z×V)+q×V2= 500×3.3×(2.5/0.96-1)/(5×5.02)+0.10×5.022 = 108 N 作用在轴上的压力：F Q = 2×Z×F0×sin(α1/2)= 2×5×108×sin(165.2/2) = 1070.9 N第六部分齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。

1）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。

取小齿齿数：Z1 = 23，则：Z2 = i12×Z1 = 4.47×23 = 102.81取：Z2 = 1032）初选螺旋角:β = 160。

2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d1t≥32Kt T1ψdεα×u±1u×⎝⎛⎭⎪⎫Z H Z E[σH]2确定各参数的值:1) 试选K t = 2.52) T1 = 57.2 Nm3) 选取齿宽系数ψd = 14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8MPa5) 由图8-15查得节点区域系数Z H = 2.426) 由式8-3得：εα = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ= [1.88-3.2×(1/23+1/103)]×cos160 = 1.6447) 由式8-4得：εβ = 0.318ψd Z1tanβ = 0.318×1×23×tan160 = 2.1 8) 由式8-19得:Zε = 4-εα3⎝⎛⎭⎪⎫1-εβ+εβεα=1εα=11.644= 0.789) 由式8-21得：Zβ = cosβ= cos16 = 0.9810) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim2 = 530 MPa。