一级斜齿圆柱齿轮减速器减速传动装置设计

图纸qq271562317机械设计课程设计任务书一、设计题目带式运输机的减速传动装置设计二、具体要求⑴原始数据：传动带鼓轮转速n=175r/min鼓轮轴输入功率P=4.5KW使用年限６年三、传动方案图纸qq2715623171．传动方案的分析及论证原理图如下图所示，该传动方案是常见的减速方案，高速级采用三角带轮传动，低速级采用一级圆柱齿轮减速器，该传动方案传递效率高，结构紧凑，制造简单，通用性好，承载能力强，具有过载保护能力，价格便宜，标准化程度高，能大幅降低成本。V带有缓冲吸振作用，能在振动环境中工作，能减小振动对工作机及减速器带来的影响，减速器部分为闭式传动，传递效率高，不受环境灰尘影响。2．电动机选择工作条件场合有三相电源，采用Y系列三相交流异步电动机，计算工作机所需功率：4.5wpKW工作机所需转速：175/minnR计算传动装置总效率：23421V带传动效率10.96齿轮传动效率20.97联轴器效率30.99图纸qq271562317轴承效率40.99所以0.9035电动机的输出功率：Pd4.54.980.9035WdKwPP取5.5dKWP选择电动机为Y132S－4型（见［2］表20-1）技术数据：额定功率：5.5（Kw）额定转速：1440（minr）3.传动装置的运动和动力参数的选择和计算3.1总传动比和各级传动比分配：1214408.229175mwniiin总其中：2i为齿轮传动比，1i为V带传动比，取：122.5,3.29ii；3.2各轴传动装置的运动和动力参数1）高速轴：12315.175dPPkW；1576/minnr；1115.1759550955085.8576PTNmn；2）低速轴：22314.97PPkW；21/4.8175/minnnr；2224.9795509550271.2175PTNmn；4.V带传动的设计1确定计算功率caP图纸qq271562317由书表8-7得：1.1aK故5.51.16.05AcaPKPKw2选V带带型根据6.05caPKw，1440minrn由〔1〕图8-11得：选择SPA型带3确定带轮基准直径dd并验算带速v1）由〔1〕表8-68-8取小带轮基准直径1100ddmm2）验算带速v：113.1410014407.54/601000601000ddnvms因为530mmvss所以合适3）根据〔1〕8-15a得：21250ddddimm由〔1〕表8-8，确定为250mm4确定V带中心距a和基准长度dL据式120120.7()2()ddddddadd0(245,700)amm取0600amm由〔1〕式8-22，计算所需基准长度22100120()2()1758.824dddddddLaddmma选取基准长度1800dLmm按〔1〕式8-23，计算实际中心距0018001758.8600620.5622ddLLaamm变动范围min0.015593.56daaLmmmax0.03674.56daaLmm5验算小带轮的包角2157.3180()166.190dddda6计算带的根数1）计算单根rP由1100ddmm和1440minrn根据〔1〕表8-4a得01.93PKw根据1440minrn，2.5i，SPA型带，由〔1〕表8-4b得00.4PKw〔1〕表8-5得：0.95K，表8-2得：0.95LK图纸qq271562317r00P()2.1LPPKKKw2）V带根数r2.34PcaPZ根取Z＝37计算单根V带的初拉力的最小值根据〔1〕表8-3SPA型带取0.12kgqm所以20min500(2.5)()331.43caKPFqvNKZv8计算压轴力pF1min0min()2()sin1340.692pFZFN5.齿轮传动设计(斜齿传动）5.1选精度等级、材料及齿数1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮小齿轮材料：45钢调质HBS1=280接触疲劳强度极限6001limHMPa（由[1]P207图10-21d）弯曲疲劳强度极限1550FEMpa（由[1]P204图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火HBS2=240接触疲劳强度极限5502limHMPa（由[1]P206图10-21c）弯曲疲劳强度极限3802FEMpa（由[1]P204图10-20b）2）精度等级选用7级精度3）初选小齿轮齿数121Z大齿轮齿数Z2=Z1'hi=21×3.29=69.1取704）初选螺旋角15t按齿面接触强度设计计算公式：321112HHEdttZZuuTKd（由[1]P216式10-21）1）确定公式内的各计算参数数值图纸qq271562317初选载荷系数6.1tK小齿轮传递的转矩185799.6TTN·mm齿宽系数0.1d（由[1]P201表10-7）材料的弹性影响系数8.189EZMpa1/2（由[1]P198表10-6）区域系数2.42HZ（由[1]P215图10-30）78.01，20.88（由[1]P214图10-26）121.66应力循环次数1160605761(283006)hNnjL89.951098121.3103.02103.29hNNi接触疲劳寿命系数10.93HNK20.94HNK（由[1]P203图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数1HS1lim110.93600[]5641HNHHKMPaS2lim220.94550[]5171HNHHKMPaS∴取517HMpa1．计算（1）试算小齿轮分度圆直径td1321)][(12HEHdttZZTKdμμ2321.685799.63.2912.42189.8()1.01.663.29517图纸qq271562317=55.44mm（2）计算圆周速度155.44576601000601000tdnv1.67mm/s（3）计算齿宽b及模数mnt11.055.4455.44dtbdmm11cos55.44cos142.54924tntdmZ2.252.252.5495.735nthmmmb/h=9.66﹙4﹚计算纵向重合度=2.0932（5）计算载荷系数HHVAHKKKKK错误!未找到引用源。使用系数AK由[1]P190表10-2根据电动机驱动得0.1AK错误!未找到引用源。动载系数VK由[1]P192表10-8根据v=1.67m/s、7级精度1错误!未找到引用源。按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数HK由[1]P194表10-4根据小齿轮相对支承为对称布置、7级精度、d=1.0、55.44bmm，得bKddH3221023.0)6.01(18.012.1φφ=1.42错误!未找到引用源。按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数FK图纸qq271562317由[1]P195图10-13根据b/h=9.66、42.1HK42.1FK错误!未找到引用源。齿向载荷分配系数HK、FK由[1]P193表10-3假设mmNbFKtA/100/，根据7级精度，软齿面传动，得45.1FHKK∴HHVAHKKKKK=2.267（6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径1d由[1]P200式(10-10a)3311/55.442.267/1.662.24tHtddKKmm（7）计算模数nm211cos62.24cos142.7721ndmz三按齿根弯曲强度设计由[1]P198式(10-5)3max212][cos2FSaFadnYYZYKTm1确定计算参数（1）计算载荷系数K2.26AVFFKKKKK（2）螺旋角影响系数Y由[1]P215图10-28根据纵向重合系数2.0932，得Y0.91（3）弯曲疲劳系数KFN图纸qq271562317由[1]P202图10-18得86.01FNK20.87FNK（4）计算弯曲疲劳许用应力F][取弯曲疲劳安全系数S=1.2由[1]P202式(10-12)得111[]358.33FNFEFKMPaS222[]275.5FNFEFKMPaS（5）计算当量齿数ZV11332123.3coscos14VZZ取2422337077.67coscos14VZZ取78（6）查取齿型系数YFα应力校正系数YSα由[1]P197表10-5得57.21FaY16.22FaY11.59SaY21.82SaY（7）计算大小齿轮的YYFaSaF[]并加以比较1110.014254[]FaSaFYY2220.014269[]FaSaFYY比较111][FSaFaYY222][FSaFaYY所以大齿轮的数值大，故取0.014269。图纸qq2715623172计算3max212][cos2FSaFadnYYZYKTm=1.86mm取2四分析对比计算结果对比计算结果，取mn=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=来计算应有的1Z2Z11cos62.24cos1430.062.0ndZm取1Z31213.2931103ZuZ取2Z103需满足1Z、2Z互质五几何尺寸计算1计算中心距阿a12()(31103)2138.732cos2cos14nZZmamm将a圆整为140mm2按圆整后的中心距修正螺旋角β12()arccos16.8352nZZma3计算大小齿轮的分度圆直径d1、d21131264.776coscos16.835nZmdmm221032.0215.224coscos16.835nZmdmm图纸qq2715623174计算齿宽度B=31.064.7764.77ddmm取B1=70mm，B2＝65mm6轴的设计6.1高速轴的设计1）.已知输入轴上的功率P、转速n和转矩T1）高速轴：12315.175dPPkW；1576/minnr；1115.1759550955085.8576PTNmn；材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取35MpaC=108。2）确定轴的最小直径3min5.210822576dmm，（外伸轴，C=108），根据联轴器参数选择min25dmm；轴最小直径处与带轮配合，取配合的毂孔长度L＝38mm3）结构设计1）拟定轴上零件的装配方采用图示的装配方案4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d2=d1+（3~5）mm228d因为带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取228d，L2=m+e+l+5=55。d3=d2+(2~3)mm，3d段装配轴承且32dd，所以查手册62页表6-1取330d。选用30306轴承。图纸qq271562317L3=B+3+2=21。4d段主要是定位轴承，d4=d3+（5~10）mm，取437d。L4根据箱体内壁线确定后在确定。5d齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：412.52fddetmm查手册51页表4-1得：不做成齿轮轴形式6d段装配轴承所以6330dd5)校核该轴：L1=63.