机械课程设计二级圆柱齿轮减速器

目录封面……………………………………………………………………………………………01目录……………………………………………………………………………………………02一初步设计…………………………………………………………………………………031．设计任务书……………………………………………………………………………032．原始数据………………………………………………………………………………033．传动系统方案的拟定…………………………………………………………………04二电动机的选择……………………………………………………………………………041．电动机的容量选择……………………………………………………………………042．确定电动机转速………………………………………………………………………053．电动机型号的选定……………………………………………………………………05三计算传动装置的运动和动力参数……………………………………………………..061．计算总传动比…………………………………………………………………………062．合理分配各级传动比…………………………………………………………………063．各轴转速、输入功率、输入转矩的计算……………………………………………06四传动件设计计算………………………………………………………………………....081．高速级斜齿轮的设计计算…………………………………………………………....082．低速级斜齿轮的设计计算...........................................................................................12五轴的设计…………………………………………………………………………………161．低速轴Ⅲ的设计………………………………………………………………………162．中间轴Ⅱ的设计………………………………………………………………………243．高速轴Ⅰ的设计………………………………………………………………………28六滚动轴承的设计计算……………………………………………………………………311．低速轴Ⅲ上轴承的计算………………………………………………………………312．中间轴Ⅱ上轴承的计算………………………………………………………………323．高速轴Ⅰ上轴承的计算………………………………………………………………33七连接的选择和计算………………………………………………………………………341．低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………342．中间轴Ⅱ上键的设计计算……………………………………………………………363．高速轴Ⅰ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………37八减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择…………………………………………381．齿轮的润滑方式及润滑剂的选择……………………………………………………382．滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择………………………………………………393．密封方式的选择………………………………………………………………………39九减速器箱体及附件的设计…….………………………………………………………...401．箱体设计……………………………………………………………………………….402．减速器附件设计……………………………………………………………………….41十设计体会与小结………………………………………………………………………….42十一参考文献………………………………………………………………………………….42一.初步设计1.设计任务书（1）：工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；（2）：使用折旧期：8年；（3）：检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（4）：动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；（5）：运输带速度容许误差：±5%；（6）：制造条件及生产批量：小批量生产。（7）：工作机效率：ηw=0.96。2.原始数据题号参数13运输带工作拉力F/KN4.2运输带工作速度v/(m/s)1.5卷筒直径D/mm400注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。3.传动系统方案的拟定（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）二.电动机的选择按照设计要求以及工作条件选用三相鼠笼异步电动机，Y系列，额定电压380V.(1)：电动机的容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率PwPw==..=2.755kw设：η——联轴器效率，η=0.99η——对滚动轴承的效率，η=0.98.η——闭式圆柱齿轮传动效率，η=0.96ηw___工作机效率，ηw=0.96从而得到传动系统的总效率η=η·η·η=0.992·0.984·0.962=0.8332工作机所需功率为：Pd==..=3.3kw(2)电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速：nw==82r/min.按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比ˊ=8～40,所以电动机的可选范围为：nd=ˊnw=(8～40)×82=(656～3280)r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，，决定采用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如表2.2所示。表2.2Y160M-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kw满载转速/(r·min-1)起动转矩最大转矩Y132M1-649602.02.0由表3.3查得电机中心高H=160㎜。轴伸出部分用于装联轴器段直径与长度分别为：D=42㎜,E=110㎜.3、传动比的分配带式传动机的总传动比为：i===11.71分配传动比=iⅠ×iⅡ考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取iⅠ=√.=√..=4.0.iⅡ=Ⅰ=..=2.934、传动系统的运动和动力参数计算（1）各轴的转速Ⅰ轴nⅠ=nm=960r/min.Ⅱ轴nⅡ=ⅠⅠ=.=240r/minⅢ轴nⅢ=ⅡⅡ=.=81.9r/min卷筒轴n卷=nⅢ=81.9r/min（2）各轴输入功率Ⅰ轴PⅠ=Pdη=3.3×0.99=3.267kw.Ⅱ轴PⅡ=PⅠ·η·η=3.267×0.98×0.96=3.07kwⅢ轴PⅢ=PⅡ·η·η=3.07×0.98×0.96=2.89kw卷筒轴P卷=PⅢ·η·η=2.89×0.98×0.99=2.8kw（3）各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为Td=9.55×106=9.55×106×.=3.28×104N·㎜故Ⅰ轴TⅠ=Tdη=32828.1×0.99=3.25×104N·㎜故Ⅱ轴TⅡ=TⅠ·η·η·iⅠ=32499.8×0.98×0.96×4.0=1.26×105N·㎜Ⅲ轴TⅢ=TⅡ·η·η·Ⅱ=126125.4×0.98×0.96×2.93=3.48×0N·㎜卷筒轴卷=Ⅲ·η·η=347670.2×0.98×0.99=3.37×105将上述计算结果汇总于表2.4，以备查用。轴名功率P/kw转矩T/(N·㎜)转速n/(r·min-1)传动比i效率η电机轴3.3kw3.28×10496010.99Ⅰ3.267kw3.25×1049604.00.94II3.071kw1.26×1052402.930.94III2.89kw3.48×10581.910.97卷筒轴2.8kw3.37×10581.9三、传动系统的总体设计1.高速级斜齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数1）材料选择及热处理小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280.大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.两者皆为软齿面。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=884）选取螺旋角=6。2.按齿面接触疲劳强度设计d1t≥√([])(1)确定公式内各计算数值1）试选Kt=1.62)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433.3)由文献【1】图10-26查得=0.75，=0.85，=＋=1.6.4）小齿轮传递的转矩T1=3.25×104N·㎜。5）按文献【1】表10-7选取齿宽系数=16)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP7)由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×8)=2.212×109N2=60n2jLh=60×960×1×(2×8×300×8)/4=5.53×1089)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=1.05.10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得[]1=NliS=0.90×600MPa=540MPa[]2=NliS=1.01×550MPa=577.5MPa[]=[]＋[]=+.=558.75MPa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t=√2...5(2.33..)23=38.1㎜2）计算圆周速度V=πdt=π.=1.92m/s.3)计算齿宽b及模数mnt。b=d1t=1×38.1=38.1㎜mnt=tcosβ=.cos0=1.66㎜h=2.25mnt=2.25×1.66=3.74㎜b/h==10.24）计算纵向重合度β。β=0.318Z1tn=0.318×1×22×tn160=25）计算载荷系数K已知使用系数KA=1,根据v=1.92m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.08,由文献【1】表10-4查得β=1.308,由文献【1】图10-13查得β=1.26.由文献【1】表10-3查得==1.2。故载荷系数K=KAKVβ=1×1.08×1.2×1.308=1.76）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得d1=d1t√t=38.1×√..=38.88㎜7)计算模数mnmn==.cos0=1.7㎜3.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式10-17mn≥√22d2[]3（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKVβ=1×1.08×1.2×1.26=1.6332)根据纵向重合度β=2，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数=0.86.3）计算当量齿数。ZV1=Sβ=S=24.77ZV2=Sβ=S=994)查取齿形系数由文献【1】表10-5查得YFa1=2.623；YFa2=2.1985）查取应力校正系数。有由文献【1】表10-5查得YSa1=1.588；YSa2=1.7896)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa。7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.90。8）计算弯曲疲劳许用应力1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：[]1==..=314.29MPa[]2==..=244.29MPa9)计算大小齿轮的[]并加以比较×[]=2...=0.01325[]=...=0.01609大齿轮的数值大。（2）设计计算mn≥√2...2222..6093=1.27㎜对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=38.88㎜l来计算应有齿数。于是由Z1=cosβ=.S0.=24.9取Z1=25,则Z2=uZ1=4×25=100。4.几何尺寸计算（1）计算中心距a=+22=2+S0=130.1㎜将中心圆整为141㎜。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=（+22=2+=