二级圆柱齿轮减速器的设计

毕业设计说明书-1-一、前言机械设计基础这门课是机械类专业很重要的一门基础课程，我们平时上课是按部就班地按照学，学的比较散，没有真正地联系贯通也没有实际用过，而课程设计将我们学的知识整个联系起来，让我们用自身学到的知识去处理实际问题，也真正贯彻我校“学以致用”的校训二、设计任务书（附纸）三．传动方案的分析和拟定1.组成：传动装置由电动机、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。方案图如下：四．电动机的选择4.1电动机功率Ped的选择电动机功率Ped，设：工作机（卷筒）所需功率PW，卷筒效率ηW，电机至卷筒轴Ⅲ的传动总效率ηa（减速器效率）电机需要的功率Pd计算如下：smDnV1.11000606035014.3100060kwkwFVPw19.310001.129001000轴承=0.9997.0齿轮99.0联轴器96.0卷筒89.099.097.099.0333223齿轮联轴器轴承a95.096.099.0w卷筒轴承毕业设计说明书-2-kwpPwaw77.395.089.019.3·d查手册取kW4edP，对于Ped=4kW的电动机型号有四种：型号Y112M-2Y112M-4Y132M1-6Y160M1-8同步转速3000r/min1500r/min1000r/min750r/min满载转速2890r/min1440r/min960r/min720r/min4.2电动机转速的选择已知卷筒转速为60r/min，二级减速器的总传动比合理范围是ia=8~25。所以：电动机转速为nd=ia·n=480～1500r/min，该范围内的转速有750r/min,1000r/min,1500r/min。方案电动机额定功率Ped（kW）电动机转速r/min电动机重量（kg）参考价格减速器传动比ia型号同步转速满载转速1Y112M-441500144043242Y132M1-64100096073163Y160M1-8475072011812通过比较和计算，知道如果选用方案1，则在后面分配传动比时将出现i1=5.58,不符合教材P249页直齿传动比要求（i3,最大可达5）。2号方案相对而言，其重量轻，价格便宜，传动比适中，故选2号方案。4.3总传动比计算和分配各级传动比由上表读出Ia=16，按浸油润滑条件考虑，取高速级传动比i1=1.3·i2则ia=1.3i2·i2=1.3·i22所以i2=1.3ia=3.51，i1=ia/i2=4.56.五、传动装置运动和动力参数计算5.1各轴转速的计算n1=nd=960r/minn2=n1/i1=960/4.56=210.53r/minn3=n2/i2=210.53/3.51=59.98r/min5.2各轴功率的计算电动机：Pd=3.77kW毕业设计说明书-3-高速轴联轴器d1PP3.77×0.99=3.73中间轴58.397.099.073.3PP12齿轮轴承低速轴44.397.099.058.3PP13齿轮轴承37.399.099.044.3PP3联轴器轴承卷筒5.2各轴扭矩的计算5.3796077.39550nP9550Tdad13.3799.05.37TTd1联轴器58.16297.099.056.413.37TT112齿轮轴承i02.54897.099.051.358.162TT223齿轮轴承i11.53799.099.002.548TT3联轴器轴承卷筒将各轴的运动和动力参数列于下表上：电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴滚筒轴转速n/(r/min)960960210.5359.9859.98功率P/(kW)3.773.733.583.443.37扭矩T/(N·m)37.5037.13162.58548.02537.11传动比i14.563.511六.传动零件设计计算6.1高速级齿轮的传动设计计算1.选择齿轮材料级精度等级按教材表11.8选择齿轮的材料为：小齿轮选用45钢调质，硬度为220~250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170~210HBS。因为是普通减速器，由教材表11.20选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2~6.3um。2.确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，而且两齿轮均为齿面硬度HBS小于等于350的软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式。应现按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲强度校核齿根的弯曲强度。3.按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用教材P228页（11.23）求出d1值。毕业设计说明书-4-确定有关参数与系数：（1）转矩T1由上表可以读出T1=37.13N·m=37130N·mm(2)载荷系数K直齿，圆周速度高，精度相对较低，齿宽系数大，齿轮在两轴承间非对称布置时取大值。由教材P226页表11.10查出K=1.2（3）齿数z1和齿宽系数d根据教材P249，在闭式软齿面齿轮传动中，齿轮的承受能力主要决定于齿面接触疲劳强度，齿轮的弯曲强度总是足够的，因此齿数可多些，推荐z1=24~40小齿轮的齿数z1取为24。此处小齿轮的齿数z1取24，则大齿轮的齿数z2=i1·z1=4.56×24=109.44，因z1和z2最好互质，所以z2取109。实际齿数比为54.424109u1212zz实际齿数传动比误差%5%44.056.454.456.4u121212uu实际因二级直齿圆柱齿轮为不对称布置，而齿轮表面又软齿面由教材P250页表11.19选取d=1~1.2。（4）许用接触应力H由教材图11.23查得，a530a5602lim1limMPMPHH，由教材P224页表11.9查得取HS=1。hnjL60N1=60×960×1×（15×250×10）=2.16×91089121075.454.4/1016.2N1/iN2实际根据教材P222页，图11.26读出接触疲劳系数ZN1=1,ZN2=1根据教材P222页式（11.15）计算齿面接触疲劳许用应力MPa560MPa15601·1lim11HHHNSZMPa1.576MPa153007.1·2lim22HHHNSZ故3211)1(43.76HduuKTd=3256054.41)154.4(371302.143.76=42.56则776.124618.42m111zd根据教材P201页表11.3取模数标准值m1=2mm毕业设计说明书-5-4.主要尺寸计算mmmzd4824211mmmzd218109222由6.57~481dbd此处取b2=50mmb1=b2+（5~10）取b1为55mmmmzzma13310924221)(21215.按齿根弯曲疲劳强度校核根据教材P230页，若能得出FF,则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数根据教材P229页，表11.12得出18.2,68.221FFYY（2）应力修正系数YS根据教材P230页,表11.13得出80.1,59.121SSYY(3)许用弯曲应力F根据教材224页，图11.24查得a190a21021MPMPFLIMFLIM，由教材P224页，表11.9查得SF=1.3;教材P225页图11.25查得1Y21NNY根据教材P222页式（11.16）可得MPa162a3.12101Y111FMPSFFLIMNMPa146a3.11901Y222FMPSFFLIMN由教材230页式（11.25）可得1F21211MPa4.82a59.168.224248371302.12zbm2MPYYKTSFF2F112212MPa9.75a59.168.28.118.24.82MPYYYYSFSFFF∴齿根弯曲强度较和合格。6.验算齿轮得圆周速度smsmn/5/41.21000609604814.3100060d14.3v11毕业设计说明书-6-∴由表11.21可知，选8级精度是合适的。7.几何尺寸计算小齿轮：da1=d1+2ha=48+2×1×2=52mm，直径较小做成齿轮轴。df1=d1-2hf=48-2×（1+0.25）=43mm大齿轮：da2=d2+2ha=218+2×1×2=222mm，由于200mmda2500mm,所以采用腹板式结构。df2=d2-2hf=218-5=213mm整理求得的参数a12=133m12=2z1=24b1=55d1=48da1=52df1=43z2=109b2=50d2=218da2=222df2=2136.2低速级齿轮的传动设计计算1.疲劳强度设计（1）齿数z3和齿宽系数d齿数z3取为29。则大齿轮的齿数z2=i1·z1=3.51×29=101.79，因z3和z4最好互质，所以z4取102。实际齿数比为52.32429102u1234zz实际齿数传动比误差%5%28.051.351.352.3u343434uu实际因二级直齿圆柱齿轮为不对称布置，而齿轮表面又软齿面由教材P250页表11.19选取d=1~1.2。（2）许用接触应力H由教材图11.23查得，a530a5604lim3limMPMPHH，由教材P224页表11.9查得取HS=1。hnjL60N3=60×210.53×1×（15×250×10）=4.74×810834341035.1/iNN实际根据教材P222页，图11.26读出接触疲劳系数ZN3=1.07,ZN4=1.12根据教材P222页式（11.15）计算齿面接触疲劳许用应力MPa2.599MPa156007.1·3lim33HHHNSZ毕业设计说明书-7-MPa6.593·4lim44HHHNSZ3223)1(43.76HduuKTd=326.59352.31)152.3(1625802.143.76=68.215则35.2m3334zd根据教材P201页表11.3取模数标准值m34=2.5mm2.主要尺寸计算mmzmd5.72295.23343mmzmd25510924344由5.723dbd此处取b2=75mmb3=b4+（5~10）取b1为80mmmmzzma5.163102295.221)(21433434整理求得的参数:a34=163.75m34=2.5z3=29b3=80d3=72.5da3=77.5df3=66.25z4=102b4=75d4=255da4=260df4=248.75由于200mmda4500mm,所以采用腹板式结构。七．轴的设计计算7.1高速轴最小轴径计算（1）选择轴的材料，确定需用应力由前部分计算得知，减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。（1）按扭转强度估算轴径（最小直径）根据教材P341页表16.2得C=118~107。又由式（16.2）得6.18~8.1696073.3118~107nd33）（PCmm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%~5%，取为17.3~19.5，再根据联轴器轴径要求，由设计手册取标准直径d1min=20mm。7.2低速轴的设计计算最小轴径计算毕业设计说明书-8-5.45~26.4198.5937.3118~107nd33）（PCmm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%~5%，取为42.5~47.8，