二级直齿圆柱齿轮减速器_(机械设计课程设计)81600.docx

《二级直齿圆柱齿轮减速器_(机械设计课程设计)81600.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级直齿圆柱齿轮减速器_(机械设计课程设计)81600.docx（33页珍藏版）》请在优知文库上搜索。

1、机械设计减速器课程设计说明书课程名称：机械设计课程设计设计题目：绽开式二级圆柱齿轮减速器院系：机械工程学院班级：102班姓名：郑杰学号：指导老师：W书目1 .题目2 .传动方案的分析3 .电动机选择，传动系统运动和动力参数计算24 .传动零件的设计计算55 .轴的设计计算166 .轴承的选择和校核267 .键联接的选择和校核278 .联轴器的选择289 .减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择2810 .减速器箱体设计及附件的选择和说明2911 .设计总结3112 .参考文-31献题目：设计一带式输送机运用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如卜表所示。I、基本数据数据编号QB-5运输

2、带工作拉力F/N3200运输带工作速度v（11s）1.4卷筒直径Dun400滚筒效率n0.962 .工作状况两班制，连续单向运转，载荷平稳；3 .工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时4 .制作条件及生产批垃：一般机械厂制造，可加工78级齿轮：加工条件：小批量生产。生产30台6 .部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮7 .工作条件：连续单向运转，工作时有稍微振动，室内工作：运输带速度允许误差5%：两班制工作，3年大修，运用期限10年。（卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虎。）8 .设计工作量：1、减速器装

3、配图1张（AO或AD：2、零件图12张：3、设计说明书份。2传动方案的分析两级绽开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简洁，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不匀称的现您,高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速：特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，口中间轴较长、刚度差，使我荷沿齿宽分布不匀称,高速级齿轮的承载实力难于充分利用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级绽开式圆柱齿

4、轮减速.卷筒同输出轴干脆同联轴器相连就可以，因为这样可以削减能量的损耗.3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用y系列:相沟通异步电动机.2 .确定电动机的容量(1)工作机卷筒上所需功率P.P.=Fv/100O=3200X1.4/1000=4.48kw(2)电动机所需的输出功率为了计兑电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率=设Q,、k、s.11o分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为8级)、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由2表2-2P6查得%=0.99,11,=0.97,n,-0.985,n(-0.9

5、9,1,-0.96,则传动装置的总效率为11=1225111.=0.99X0.98X0.99*X0.960.824P.=-三-=4.48/0.824=5.43kw3 .选择电动机转速由表2-3举荐的传动副传动比合理范用联轴器传动i=1两级减速器传动i*925(ia=3-5)则传动装置总传动比的合理范围为iariiitziZ=IX(925)=(9-25)电动机转速的可选范围为n1=-=60x1000x1.4/3.14x400=66.84rminWn,=if1.n.=(9-25)X1.1.=9n.25n1601.1671rmin依据电动机所需功率和同步转速，食机械设计手册(软件版)R2.0电器设备

6、常.用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有1500、100Ornin。选用同步转速为100ormin,输出轴直径为38ran选定电动机型号为Y132M-2,二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的安排1 .传动装置总传动比i=n./n,R6066.84=14.36式中n.电动机满载转速，960r/min:n,工作机的转速，66.84rmin2 .安排传动装置各级传动比安排原则：（1）is=3-5ift1.=I.3-1.4）is2减速器的总传动比为i=iG=I4.36双级圆柱齿轮减速器裔速级的传动比为if1.i1.=I3=4.4低速级的传动比=iirt=8.30/4.877=3.2三、运动参

7、数和动力参数计算1.各轴转速计舔n=t360r/minn=n./i=960rminm=n/is=960/4,4=218.18r/minn=n/imj=218.18/3.2=66.84r/min3 .各轴输入功率P=Pt=5.5k*P=Pdn1.=5.5x0.99=5.37kwP=PIn：*=5.37x0.98x0.99=5.13kwP111=PIIn3113=5.13x0.98x0.99-4.78kw4 .各轴输入转矩Tt=955OPno=9550x5.5/960=54.01NmT=9550Pn=9550x5.37/960=53.42NmTn=9550F,1.1.na=9550x5.13/21

8、8.18=163.305NwT111=9550Pmn11=9550x4.78/66.84=682.95Nm表1传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率仅M）转速”GJmin)转矩T（M州）传动比0轴5.596054.01II轴5.3796053.424.4H轴163,3055.13218.183.2HI轴4.7866.84682.954传动零件的设计计算一、渐开线得齿81柱齿轮设计（一）高速皴直齿园柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1.选齿轮精度等级查课本P210表10-8传输机为一般工作机速度不高级82.材料选择查课本P191表10-1小齿轮40Cr（调

9、质）大齿轮45例（调质）小齿轮280HBS,大齿轮240HBS3.选择齿数ZZ1=(2040)Z2=2,URZ1Z1=25Z2=4.4x25=110U=I10/25=4.4个Z1=25Z2=110U=4.45.按齿正G接触疲惫强度设计计算小齿轮传递的转矩T1T=9550XP1.n1.T=9550x5370960=53420.31.VmmTi53420.31（3）齿宽系数.,由课本P201表10-7d=0.71.15材料的弹性影响系数Z1由课本P198表10-6锻钢W?4.189.8（5）齿轮接触疲惫强度极限n,.由课本P205图表10-711ta,1=600=550MPawh1.1.1.=60

10、0Oe=550（6）应力循环次数N由课本式1013N1=60njU=60X960X16X300X10=2.7648X10*M=M如=2.7648X1074.4=6.283X10,N1=2.7648X1OuN2=6.283X10（7）接触疲惫强度寿命系数Kn由课本P196图表10-19Kto1.=0.90KM=0.93Khm=0.90M=0.93（8）计算接触疲惫强度许用应力。J取失效概率为1%,平安系数为S=1.4,由课本式I0-12得CJ=区唆Si1.=0.90X600/1,4=450。JJ=KHW2%1.m2S=0.93X550/1.4=353.4MPaCJ=450oJj=353.4（9）

11、试算小齿轮分度圆直径按口式（10-17）试算nim43.85（10）计算圆周速度V1.,)60I(XX)V=3.14X43.85X960/60X1000-2.2SV=2.2（11）计算齿宽Bb=,1d,Bi=I43.85B1=43.8512)模数%”mnt=43.85*cos/24=1.7h=2.25m,=3.8b/h=37.823/3.546=11.53度叫H=1.7h=3.8bh=11.53（13）计算载荷系数K由1表10-2杳得运用系数K4=1.依据V=2.28级精度，由图10-8查得动载荷系数Kr=I.10由表104杳得M1.451由图1。-13查得Kfh=1.45假定幺2100N,w

12、11,由表10-3杳得山KHa=KFQ=1.4故载荷系数K=KKKHKh*=1X1.10X1.2X1.417=2.23K=2.23（14）按实际的教荷系数校正分度圆直径由1式IO-IOad,=d11KKj=18.98nmd1=48.98（15）计算模数5mn=1.96.按齿I2弯曲疲惫强度设计（I）计算载荷系数K=KJCvKf.KrfK=1x1.1x1.4X1.45=2.23K=2.23（2）齿形系数Yfa应力校正系数Yx表10-5Fsa1=2.557Fsa2=1.603Fsa1=2.166Fsa2=1.806（3）齿轮的畤曲疲惫强度极限TfE式10-20cm=5005色?=380MPa。阳=

13、500Sg=380（4）弯曲疲惫强度寿命系数KFM图10I8KFM1.=O.9KFNZ=0.93KQ1.=O.9Kff1.2=0.93（5）计算弯曲疲惫许用应力。/取弯曲疲惫平安系数S=1.4,由式10-12得Or1=KfNbfS1.=S0.85X500/1.35=314.8148OJz=KfNFg=S0.88080/1.35=247.7037MPaof=450o产353.4（6）计算大小齿轮的沁并加以比较匕也岂=0.0132991.f1.=0.01577499向h结论：取0.01577=0.0091匕&=0.011大EJ2齿轮值大（7）齿根弯曲强度设计计算由1式105-三映1.1.T%ffk2r1.61Mn1.27结论：对比计莫结果，由齿面接触疲惫强度i1.堂的法面模数m”大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，取=2三,已可满意弯曲强度。但为了同时满意接触疲惫强度，须按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1=49.48应有的齿数。于是由Z1=49.48*cos2=23.75,取Z1.=24,Z2=Z1Xim=24x4.4=1063.几何尺寸计算（1）计算中心距a(1.+2)m1.,2A=(24+106)22cos=133.97HH