二级齿轮减速器设计

机械设计课程设计-1-计算及说明结果第一章电动机的选择及功率的计算1.1电动机的选择1.1.1选择电动机的类型据[2]，按工作要求选用JO2型电动机，卧式封闭结构。电源的电压为380V。1.1.2选择电动机功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：KWVFPW2.8610001.1*26001000*其中F:运输带工作拉力V:运输带工作速度电动机所需要的功率dP为:wdpP式中为传动系统的总功率:工作机齿轮轴承联轴三角232=由[2]表2-5确定各部分效率为:三角带传动效率0.96=三角带轴承传动效率99.0轴承=，圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为8级)0.97齿轮,工作机传动效率0.97工作机,联轴器效率0.99联轴器,代入上式得：0.830.970.970.990.990.96232232=××××==工作机齿轮轴承联轴三角电动机所需要的功率为:wdpPKW3.450.832.86=KWPW86.2=KWPd45.3=机械设计课程设计-2-计算及说明结果因载荷平稳,电动机额定功率edP略大于dP即可.选电动机功率edP为4kw，T200L-2系列电动机.1.1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速：min/1.105200*14.31.1*1000*60*v*1000*60rDNW===按推荐的传动副传动比的合理范围，，二级圆柱齿轮减速器传动比40~8i=，则总传动比合理范围为40~8i=,电动机转速的可选范围为：4204~840.81.105)40~8(*n=×==ni同步转速1500电动机尺寸大，造价高，故不可取。选取电动机型号为JO2-42-6，其主要参数见表1：同步转速（1min）额定功率（kw）满载转速（1min）起步转矩额定转矩最大转矩额定转矩10004.09601.81.8min/1.105rNW=JO2-42-6机械设计课程设计-3-计算及说明结果第二章传动比的分配及参数的计算2.1总传动比9.511.1051000===NNiMa2.2分配传动装置各级传动比按浸油润滑条件考虑，取高速级传动比21i3.1i=而2221ai3.1i*ii==71.23.19.513.1iia2===3.512.719.51iii2a1===2.3传动装置的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下:2.3.1I轴（高速轴／电动机轴）kw3.420.993.45min/96011Tpprnndm=×====联轴器电动机轴：mmKNnPmd•=××=×=4.32396045.31055.91055.9T33dmmKTd•=××=××=N3.9830.99134.32iT01联轴2.3.2Ⅱ轴(中间轴)51.9=ai2.713.5121==iimmTkwprn•===KN3.98342.3min/960111机械设计课程设计-4-计算及说明结果kw28.397.099.042.3min/73.50251.396012112=××=====齿轮轴承pprinnmmKT•=×××=××=N14.5310.990.973.5133.98iT112齿轮轴承2.3.3Ⅲ轴(低速轴)3.15kw0.990.973.28min/100.922.71273.5023223=××=====齿轮轴承pprinnmmK•=×××=××=N298.050.990.9771.2114.53iTT223齿轮轴承将上述计算结果列表2-1中,以供查询表2-1传动系统的运动和动力参数参数Ⅰ轴(高速轴)Ⅱ轴（中间轴）Ⅲ轴（低速轴）转速nr/min960273.50100.92功率P(kw)3.423.283.15转矩T(N.m)33.98114.53298.05传动比i3.512.71mmTkwprn•===KN14.53128.3min/73.502222mmTkwprn•===KN98.05215.3min/0.9210333机械设计课程设计-5-计算及说明结果第三章齿轮传动的计算3.1斜齿轮传动3.1.1选择齿轮材料，并确定许用应力。大小齿轮均采用40Cr,调制。热处理方法:小齿轮调制处理(280HBS)大齿轮调制处理(250HBS)硬度差HBS=280-250=30HBS由[1]图9-39和图9-40查出试验齿轮的疲劳极限，确定许用应力。MPaaH700,710MP2lim1limH==MPaMPaF295,3102lim1limF==MPaHH6397109.09.0][1lim1=×==MPaHH6307009.09.0][2lim2=×==MPaFF4343104.14.1][1lim1=×==MPaFF4132954.14.1][2lim2=×==3.1.2选择齿轮设计参数。由于是软齿面传动，根据加工等级要求。参考[1]表9-12，选择8级精度，要求齿面粗糙度ma3.6~2.3≤R，滚齿。取小齿轮齿数21z1=,则71.732151.3iz12=×==z,取大齿轮齿数74z2=。MPaH639][1=MPaH630][2=MPaF434][1=MPaF413][2=742121==ZZ机械设计课程设计-6-计算及说明结果初选螺旋角10=；参考[1]表9-11，选齿宽系数90.0d=。齿数比（即实际传送比）为53.3217412===zzu传动比误差5%~%3%57.0%10051.351.353.3%100=×=×iiu，所以齿数选择合理。3.1.3按照齿面接触强度，计算小齿轮分度圆直径（式（9-44））。95.416303.530.9013.5333.981.4756][)1(A≥d323211=××+×××=+）（HdduuKT3.1.4协调设计参数。计算中心距：)(48.9610cos2)53.31(95.41cos2)1a1mmud=+×=+=（经试算，取a=120(mm),保证模数是标准值，且β在合适范围内。)(5.2742110cos2cos221mmzzamn=+×=+=计算螺旋角：277.81202)7421(5.2arccos2)(cosarc21=×+×=+=azzmn3.1.5计算主要几何尺寸。计算分度圆直径：)(053.53277.8cos215.2cosd11mmzmn=×==90.0d=53.3=ummd1.954≥1a=120(mm))(5.2mmmn=277.8=)(053.53d1mm=机械设计课程设计-7-计算及说明结果)(947.861277.8cos745.2cosd22mmzmn=×==齿宽：)(7.47053.539.0b1mmdd=×==取)(54),(48b12mmbmm==3.1.6校核齿根弯曲强度。计算当量齿数：7.21277.8cos21cosz3311===zv6.767.2153.3z22=×==uzv从[1]表9-10查出复合齿形系数33.4Y1=SF（插入法），3.88Y2=SF。由于0093.0][Y0097.043433.4][Y2211=≥==FFSFFS,所以取11][Y][YFFSFFS=计算轮齿完全强度。按照[1]式（9-45），轮齿弯曲强度条件所需要的模数为)(3.14342190.033.498.334.14.12][m323211mmzYKTAFdFSmn=×××××=≥它小于设计结果)(5.2mmmn=,满足轮齿弯曲强度条件。)(947.861d2mm=)(48)(54b21mmbmm==6.767.2121==VVZZ)(3.1≥mmmn机械设计课程设计-8-计算及说明结果3.2斜齿轮传动3.2.1选择齿轮材料，并确定许用应力。大小齿轮均采用40Cr,调制。热处理方法:小齿轮调制处理(280HBS)大齿轮调制处理(250HBS)硬度差HBS=280-250=30HBS由[1]图9-39和图9-40查出试验齿轮的疲劳极限，确定许用应力。MPaaH700,710MP2lim1limH==MPaMPaF295,3102lim1limF==MPaHH6397109.09.0][1lim1=×==MPaHH6307009.09.0][2lim2=×==MPaFF4343104.14.1][1lim1=×==MPaFF4132954.14.1][2lim2=×==3.2.2选择齿轮设计参数。(1)由于是软齿面传动，根据加工等级要求。参考[1]表9-12，选择8级精度，要求齿面粗糙度ma3.6~2.3≤R，滚齿。(2).选小齿轮齿数213=z大齿轮齿数91.562171.2234=×=×=izz,取57z4=(3).选取螺旋角初选螺旋角=10。选择齿宽系数90.0d=MPaH639][1=MPaH630][2=MPaF434][1=MPaF413][2=572121==zz90.0d=机械设计课程设计-9-计算及说明结果齿数比（即实际传送比）为2.72215712===zzu传动比误差5%~%3%0.37%1002.7112.7-2.72%100-=×=×iiu，所以齿数选择合理。3.2.3按照齿面接触强度，计算小齿轮分度圆直径（式（9-44））。64.2526302.720.9012.72114.531.4756][)1(A≥d323211=××+×××=+）（HdduuKT3.2.4协调设计参数。计算中心距：)(121.3510cos2)2.721(64.252cos2)1a1mmud=+×=+=（经试算，取a=158(mm),保证模数是标准值，且β在合适范围内。)(3.99572110cos1582cos221mmzzamn=+××=+=取标准值mmn4m=计算螺旋角：126.91582)7821(5.2arccos2)(cosarc21=×+×=+=azzmn3.2.5计算主要几何尺寸。计算分度圆直径：)(077.85126.9cos215.2cosd11mmzmn=×==2.72=u64.252≥d1a=158)(4mmmn=126.9=)(077.85d1mm=机械设计课程设计-10-计算及说明结果)(923.230126.9cos575.2cosd22mmzmn=×==齿宽：)(6.76077.859.0b1mmdd=×==取)(85),(77b12mmbmm==3.2.6校核齿根弯曲强度。计算当量齿数：3.21126.9cos21cosz3311===zv9.573.2172.2z22=×==uzv从[1]表9-10查出复合齿形系数33.4Y1=SF（插入法），3.91Y2=SF。由于0095.0][Y≥0099.043433.4][Y2211===FFSFFS,所以取11][Y][YFFSFFS=计算轮齿完全强度。按照[1]式（9-45），轮齿弯曲强度条件所需要的模数为：)(97.14342190.033.453.1144.14.12][≥m323211mmzYKTAFdFSmn=×××××=它小于设计结果)(4mmmn=,满足轮齿弯曲强度条件。)(923.230d2mm=)(77)(85b21mmbmm==9.573.2121==VVZZ)(97.1≥mmmn机械设计课程设计-11-计算及说明结果第四章轴的设计及校核选取轴的材料为45钢,调制处理.4.1Ⅰ轴的结构设计4.1.1初步确定轴的最小直径按[1]式13-2初步估算轴的最小直径.根据表15-3取121=C，于是得:)(11.1796042.3112C≥3311minmmnPd=×=考虑到轴的外伸端开有键槽，将计算轴颈加大3%~5%后，参照表13-3取标准直径18mm。输出轴的最小直径显然是安装连轴器的,为使所选的轴的直径1d与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号.联轴器的转矩1caATKT=,查表14-1,取AK=