单级斜齿圆柱齿轮减速器课设

江苏大机械设计综合课程设计（Ⅱ）任务书设计题目：设计一用于带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器。运输机连续两班制工作，单向运转，载荷平稳，空载启动。减速器小批量生产，使用寿命5年，运输带速度允许误差为±5%。联轴器、轴承、带传动、齿轮传动等效率取常用值。已知工作条件：运输带拉力F(kN)运输带速度v(m/s)卷筒直径D(mm)详见设计参数表（学号与题号对应）设计任务：1、减速器部件装配图1张（比例1:1）2、零件设计图2张（比例1:1，箱盖或箱座、齿轮轴）3、设计计算说明书一份班级学号：指导教师：时间：年月日目录第一章减速器结构选择及相关性能参数计算1.1减速器结构1.2电动机选择1.3传动比分配1.4动力运动参数计算第二章传动零件的设计计算2.1设计V带第三章齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)3.1选择齿轮材料、精度等级和确定许用应力：3.2计算3.3几何尺寸计算3.4校核齿面接触疲劳强度第四章轴的设计计算4.1高速轴的设计4.2低速轴设计第五章轴承、键和联轴器的选择5.1轴承的选择及校核5.2键的选择计算及校核5.3联轴器的选择第六章减速器润滑.密封件的选择以及箱体结构尺寸的计算6.1润滑的选择确定6.2密封的选择确定6.3箱体主要结构尺寸计算第七章总结参考文献第一章减速器结构选择及相关性能参数计算1.1选择电动机的类型：按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。1.2电动机计算：（一）工作机的功率PwwP=FV/1000=2800×1.4/1000=3.92kw（二）总效率a：——电机至工作机之间的传动装置的总效率78.096.099.089.099.069.03543321a式中：1－带传动效率：0.96；2－滚子轴承传动效率：0.993－圆柱齿轮的传动效率：0.98；4－弹性联轴器的传动效率：0.99;5—卷筒的传动效率：0.96（三）所需电动机功率dP)(4.513.92/0.87/KWPPwd总查《机械零件设计手册》得Ped=5.5kw电动机选用Y/132M2-6n满=960r/min1.3传动比分配卷筒的转速n=60×1000v/（D）=60×1000×1.4/(π×400)=66.85r/minmin)/(14.366.856/960/rnni满总取68.3带i则9.314.36/3.68/带总齿iii1.4动力运动参数计算电动机选用：Y132M2-668.3带i齿i=3.9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，34231201——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。（1）各轴转速：1轴：min/60.87268.3960001rinn2轴：min/6.8969.360.872112rinn卷筒轴：min/6.89623nn（2）各轴功率：功率：1轴：kwPPPdd33.469.010112轴：KWPPP20.489.099.051.43211212卷筒轴：KPPP4.1299.099.020.44233423（3）各轴输入转矩，输出转矩：电动机的输出转矩：mNnPTdd*87.4496051.49550955001轴输入转矩：mNnPT*158.5160.87233.4955095501112轴输入转矩:mNnPT*599.646.89620.495509550222卷筒轴输入转矩：mNnPT*588.226.8964.1295509550333将上述数据列表如下：轴号功率P/kWN/(r.min-1)/(N﹒m)i04.5196044.873.680.9614.33260.87158.5124.2066.89599.643.90.9734.1266.89588.2210.98第二章传动零件的设计计算：2.1设计V带（1）确定V带型号kA=1.2PC=KAP=1.1×3.92=4.312KW根据cP=6.6KW0n=960r/min,选择SPZ型窄V带，取mmd1001。大轮的基准直径：mmdid683102。取mmd3702。验算带速：smsmndV/25/027.56000096010014.310006011带速合适。（3）确定V带基准长度dL和中心距0a：根据：)(2)(7.021021ddadd可得0a应在mm1000~350之间，初选中心距0a=600mm带长：mmaddddaL19686004270)370100(260024)()(2220122100T取mmLd2000。计算实际中心距：mmLLaad616219682000600200。（4）验算小带轮包角：606161003701806018012add=164＞120合适。（5）求V带根数Z：LNcKKPPZ由6411查表得包角修正系数：，查表得长度修正系数：02.1LK。由此可得：78.220.159.06.13.92LNcKKPP取Z=3根。（6）求作用在带轮轴上的压力QF：查表得q=0.10kg/m，故得单根V带的初拉力：NqvKzvPFC34.92)15.2(50020作用在轴上压力：NzFFQ1393.92641sin34.92322sin210。（7）确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径d1=100mm采用实心式结构。大带轮基准d2=370mm，采用腹板式结构，基准图见零件工作图。第三章齿轮的设计计算：3.1选择齿轮材料、精度等级和确定许用应力：1）运输机为一般机器，速度不高，故选用7级精度。2）用硬齿面齿轮设计此传动。大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC。3）选小齿轮齿数Z1=22,Z2=iZ1=3.966×22=87.2522.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）mmNnP5611611058.160.87233.41055.91055.9T2）初选Kt=1.6,初估140，由表2-8-7取齿宽系数8.0d。3）由图2-8-18h查得MpaFEFE620，由表2-8-8查得4.1minFS。4）计算应力循环次数811104.570)565382(19606060hjLnN，812101.171/iNN。5）由图2-8-16查得19.098.021FNFNKK，6）计算齿根弯曲许用应力：MpaSKFFEFNF9434.162098.0][min111,MpaSKFFEFNF4034.162019.0][min2227）计算当量齿数：6.27214cos42cos3311ZZv，103.9914cos59cos3322ZZv8）由表2-8-6差值计算得：592.1,592.211SaFaYY；79.1,18.222SaFaYY9）计算大小齿轮的][FSaFaYY15010.0943925.1592.2][111FSaFaYY，68009.003479.118.2][222FSaFaYY10)由图2-8-12查得，70.12111)1522.114tan428.0318.0tan318.0sin1＞πZmbdn当＞1时，取=112)375.014cos20tancostantannt，556.20t；2334.0556.20cos14tancostantantantbbdd138.13b13）6811.0635.1138.0cos75.025.0cos75.025.022bY14）883.012014111201Y3.2计算1)计算法向模数32121][cos2FdSaFanZYYYYKTm=1.798428.0883.06356.015010.014cos1059.16.123225取标准模数m=2mm2）计算分度圆直径：mmZmdn49.4714cos/425.2cos/113）计算圆周速度：smndv/0.673100060.8760249.4710006011ππ4）计算齿宽：mmdbd39.57649.478.015）计算载荷系数K。已知使用系数KA=1.0；根据v=2.849m/s，7级精度，由图2-8-7查得10.1K;假设,/100/mmNbFKtA＞由表2-8-3查得2.1FHKK；由表2-8-4中硬齿面齿轮查得小齿轮相对支承对称布置、6级精度，34.1HK时，224.11016.026.005.132bKdH，考虑齿轮实际为7级精度，取224.1HFKK,实际载荷616.1224.12.110.10.1FFVAKKKKK,K与Kt基本接近，无需矫正。3.3几何尺寸计算（1）计算中心距：mmmZZan22.64114cos22)5942(cos2)(21，取a=125mm（2）修正螺旋角：7.82152122)5942(arccos2)(arccos21amZZn因为值改变不多，故参数YYYYSaFa，，，，，等不必修正（3）计算分度圆直径：mmZmdn0.4157.821cos/022cos/11mmZmdn199.577.821cos/592cos/22（4）计算齿轮宽度：mmdbd0.328450.48.013.4校核齿面接触疲劳强度（1）由图2-8-17查得MpaHH11002lim1lim，由表2-8-8查得1.1minHS（2）由图2-8-15查得90.01HNK,49.02HNK（3）计算齿面接触许用应力：MpaSKHHHNH9001.1110090.0][min1lim11MpaSKHHHNH0491.1110049.0][min2lim21MpaHHH0922/])([][21（4）查表2-8-5得弹性系数8.189EZ（5）查图2-8-13得304.2HZ（6）取132.172.1，取，，则827.0635.113)1)(4(Z（7）759.07.81coscosZ（8）uduKTZZZZdHEH311)1(2=823.57Mpa显然齿面接触疲劳强度满足要求。第四章轴的设计计算4.1高速轴的设计（1）计算齿轮受力（如图a）斜齿圆柱齿轮螺旋角82.171252)9524(2arccos2zmarccos21naz小齿轮直径mm4.50coszmdn1z大齿轮直径199.55mmcoszmd212小齿轮受力：转矩mm158510NT1圆周力NdT62904.5015851022F11t径向力Nnt42408.17cos20tan0629costanFFr轴向力N20198.17tan6290tanFFtad1d2d3d4d作用在轴1带轮上的外力：N1394FFQ（2）计算轴承支反力（如图b）水平支反力NFdr42625555552F205FF1aQH2NFdr4.4645555552F95FF1aQH1垂直支反力3145N2FFFtV2v