展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计

0武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：设计带式运输机的传动装置专业班级：材控2班学生学号：1203100229学生姓名：朱学武学生成绩：指导教师：吕亚清课题工作时间：2014.12.22至2015.1.91目录第一章传动方案的选择及拟定................................2第二章电动机的选择及计算.................................4第三章.运动和动力参数计算..................................6第四章V带传动的设计计算..................................8第五章斜齿圆柱齿轮的设计计算............................11第六章减速器轴的结构设计...................................21第七章键连接的选择及校核...................................38第八章滚动轴承的选型及寿命计算..........................39第九章联轴器的选择及校核...................................41第十章箱体及附件的结构设计和计算......................42第十一章润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择...........44第十二章设计总结.............................................46参考文献2第一章传动方案的选择及拟定1.1课程设计的设计内容（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。1.2课程设计的原始数据已知条件：①运输带的输出转矩：T=400N·m；②运输带的工作速度：v=0.63m/s；3③鼓轮直径：D=300mm；④使用寿命：8年，大修期限3年，每日两班制工作。1.3课程设计的工作条件设计要求：①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；②工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动；③制造情况：小批量生产。1.4确定传动方案根据题目要求选择传动装置由电动机、减速器、工作机组成，电动机和减速器之间用带传动连接。减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮。4第二章电动机的选择及计算.2.1传动装置的总效率：5453221····其中，根据文献【2】表4-4中查得—传动装置总效率1—V带效率，0.95η2—滚动轴承的效率，取0.98（3组）η3—闭式齿轮（8级精度）传动效率，取0.96（2组）4—联轴器效率，η4=0.99η5—运输机平型带传动效率，取0.962.2电动机各参数的计算知运输带速度smv/63.0，卷筒直径mmD300。可求得工作机转速为：min/11.40)2/(60)/21000()2/(rDvnww由已知条件运输带所需扭矩mNT400，工作机的输入功率为Pw:wn9550TP=40040.11/9500=1.68kw电动机所需功率为：KwPPwd15.278.0/168/2.3电动机类型和型号结构形式的选择三相交流电动机：适合较大、中小功率场合Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广,适合于一般通用机械，如运输机、车床等。2、确定电动机的转速同步转速越高，结构越简单，价格越低，反之相反。本设计中选用同步转速为1000或1500r/min的电动机。3、确定电动机的功率和型号电动机功率的选择要考虑工作要求和经济性。选择电动机功率时，要求dPP—电动机额定功率—P—电动机所需功率—dP传动系统的总传动比：wmnni/5表一由上表可知，方案1的转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案1.方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比外伸轴径D（mm）轴外伸长度E（mm）中心高ⅠY112M-62.2100094023.4428601126第三章.运动和动力参数计算3.1传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=23.44带传动的传动比：21i，双极斜齿圆柱齿轮减速器的高级速的传动比：9.33.12jii低速级传动比：3/23iiij3.2各轴转速计算将各轴由高速向低速分别定为错误!未找到引用源。轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴电动机轴:错误!未找到引用源。轴：min/470min)/(2/9401rrnⅡ轴：min/5.120min)/(9.3/4702rrnⅢ轴:滚筒轴：3.3各轴输入功率电动机：错误!未找到引用源。轴：Ⅱ轴：KwPP89.13212Ⅲ轴：KwPP77.13223滚筒轴：73.4各轴输出功率电动机轴：错误!未找到引用源。轴：Ⅱ轴：Ⅲ轴：滚筒轴：3.5各轴输入扭矩计算电动机轴：错误!未找到引用源。轴：mNnPT·45.41/9550111Ⅱ轴：TⅡⅢ轴：TⅢ滚筒轴：TⅣ3.6各轴输出扭矩计算电动机轴：错误!未找到引用源。轴：Ⅱ轴：Ⅲ轴：滚筒轴：将上述结果列入表中如下8第四章V带传动的设计计算94.1确定计算功率caP由文献【1】表8-7查得工作情况系数KA=1.1,故：KwPKPAca365.24.2选择V带的带型根据caP、1n由文献【1】图8-11查图选择A型。4.3确定带轮的基准直1dd，2dd。初选小带轮的基准直径1dd=90mm。4.4验算带速v是否在5~25m/s范围内。验算带速vsmsmndvd/43.4/1000601因为smvsm/30/5，故带速不合适。取1dd=112mm，得smsmndvd/51.5/1000601，适合。取2dd=355mm。4..5确定V带的中心距a和基准长度dL1）初定中心距mma6000。2）计算带所需的基准长度022121004)()(22addddaLddddd11958.16mm查表选带的基准长度mmLd1940。3）计算实际中心距a。mmLLaadd08.609200mmLaad580015.0min，mmLaad66803.0max10中心距的变化范围为580~668mm。4.6验算小带轮上的包角1由于小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的总摩擦力相应小于大带轮上的摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使：oooddoadd901573.57)(1801214.7计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率rP。由mmdd1121和min/9401rn，查表得KwP14.10根据min/9401rn，2i和A型带，查表得kWP11.00，查表的92.0K，02.1LK，于是2）计算V带的根数z。02.2rcaPPz，取3根。4.8计算单根V带的出拉力的最小值min0F由查表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以NqvzvKPKFca05.126)5.2(500)(2min0应使带的实际初拉力min00)(FF4.9计算压轴力PF为了设计带轮轴的轴承需要计算带传动作用的轴上压轴力PF：PF2sin210zF为了保证带传动过程中的安全性和平稳性，应使轴上的最小压轴力满足：5.7302sin)(21min0minFzFPN第五章斜齿圆柱齿轮的设计计算115.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1.1选等级精度、材料及齿数1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）7级精度，3）选择小齿轮齿数241z，大齿轮齿数6.93249.32z，取942z。4）选择螺旋角。初选螺旋角o14。5.1.2按齿面接触强度设计由设计公式进行计算：1）确定公式内的各计算数值（1）选取齿宽系数1d（2）材料的弹性影响系数218.189MPaZE（3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。（4）计算应力循环次数9111008.183008214706060hjLnNN（5）取接触疲劳寿命系数93.01HNK，96.02HNK。（6）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，MPaSKHNH5581lim11MPaSKHNH5282lim22（7）试选3.1tK（8）选取区域系数433.2HZ。（9）（10）122）计算（1）试算小齿轮分度圆直径1td为：(2)计算圆周速度vsndvt/m87.010006011(3)计算尺宽bmmmmdbtd33.3533.3511（5)计算载荷系数根据smv/09.1，7级精度，查得动载系数75.0vK查得使用系数1AK查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式416.1HK查得4.1FaHaKK故载荷系数1682.1416.14.175.01HHVAKKKKK（7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：mmmmKKddtt1.343.1/1682.133.353311（8)计算模数mmmmmzdmn4.12414cos1.34cos115.1.3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为32121cos2FSaFadnYYzYKTm（1）确定公式内各计算数值1)计算载荷系数61.129.12.104.11FFVAKKKKK2)计算当量齿数1327.2614cos24cos3311ZZv9.10214cos94cos3322ZZv3)查取齿形系数查得62.21FY16.22FY4)查取应力较正系数查得6.11SY83.12SY6)查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE38027)查图取弯曲疲劳寿命系数85.01FNK92.02FNK8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得MPaMPaSKFEFNF57.3034.150085.0111MPaMPaSKFEFNF71.2494.138092.02229)计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较0138.057.3036.162.2111FSaFaYY0158.071.24983.116.2222FSaFaYY大齿轮的数值大。(2)设计计算：32121cos2FSaFadnYYzYKTmmm13.1对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载14能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数nm=2，并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算