二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计(打印稿).docx
目录一课程设计书.2-设计要求.2三设计步骤21 .传动装置总体设计方案32 .电动机的选择43 .确定传动装置的总传动比和安排传动比54 .计算传动装置的运动和动力参数55 .设计丫带和带轮66 .齿轮的设计87 .滚动轴承和传动轴的设计188 .键联接设计259 .箱体结构的设计2510 .润滑密封设计2811 联轴器设计28四设计小结29五参考资料29-.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级绽开式圆柱齿轮减速器,运输机连续单向运转,载荷变更不大，空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失），然速器小批量生产,运用期限8年（300天/年），西班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相沟通，电压380/220V表：题号参数12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（ms）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求1 .减速器装配图一张（A1.）.2 .CAD绘制轴、齿轮零件图各一张63）。3 .设计说明书一份。三.设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和安排传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .设计V带和带轮6 .齿轮的设计7 .滚动轴承和传动轴的设计8 .键联接设计9 .箱体结构设计10 .润滑密封设计11 .联轴器设计1 .传动装置总体设计方案：1 .组成：传动装置由电机、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匀称，要求轴有较大的刚度.3 .确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在市速级“其传动方案如卜，图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（绽开式.传动装置的总效率/=71.7½1'775=0.96×0.98,×（）.952X（）.97X0.96=0.759：1.为V带的效率，q为第一对轴承的效率，小为其次对轴承的效率，7,为第三对轴承的效率，明为每对出轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采纳开式效率计算）。2.电动机的选择电动机所需工作功率为：Pd=PWma=19(X)×1.31.(XM)×0.759=3.25kW.执行机构的曲柄转速为n=IaX)少=8276rmin,油)经查表按举荐的传动比合理范围，V带传动的传动比ii=2-4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8-40.则总传动比合理范圉为ia=16-160,电动机转速的可选范围为nd=i°XIi=(16160)X82.76=1324.16-13241.6rmin综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为YI12M4的：相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A,满载转速IU=I440rmin,同步转速1.500rmin0方案电动机型号*定功率P“kw电动机转速Xtin电动机N*考价格元传动装J1.的传动比YI12M-4同步A传动比V带传动减速器1Y112M-4415(X)144047023016.152.37.02中M外蚁寸1.X(Ac72+AD)XHD庵,安，尺寸AXB地林iuta班不尺寸DXEFXtt尺寸FXGD1325I5X345×315216×1781236×80IO×41.3.确定传动装置的总传动比和安排传动比(1)总传动比由选定的电动机满载转速n*和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为<t=nwn=1440/82.76=17.40(2)安排传动装置传动比式中分别为带传动和减速涔的传动比。为使V带传动外席尺寸不致过大，初步取=2.3,则减速器传动比为i=方=17.40/2.3=7.57依据各原则，查图得高速级传动比为1=3.24,则=I片=2.334.计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n1.=ttn,in=1.4402.3=626.09rminna=n1.1.ii=626.09/3.24=I93.24rminns,=n/A=193.24/2.33=82.93r/minnvna=82.93r/min(2) 各轴输入功率P1=pj×%=3.25×0.96=3.12kVVPa=P,×2×j=3.12X0.98×0.95=2.90kWPa=Pa×2×小=2.97×0.98×0.95=2.70kWPjV=,s××4=2.77X0.98X0.97=2.57kW则各轴的输出功率：Pi=P1.×0.98=3.06kWP11=P1.f×O.98=2.84kVPs1.=P1.i1.×0.98=2.65kWPn=Pn,×0.98=2.52kV(3) 各轴输入转矩T1.=Tj×ity×iNm电动机轴的输出转矩T,=9550&=955O×3.25144O=2I.55N-所以：T1=T1.1.×i0×1.=21.55×2.3×0.96=47.58NmTa=T1×ii×i×小=47.58X3.24X0.98X0.95=143.53N-rnTs=T11×i2×,X?=143.53X2.33X0.98X0.95=311.35Nmn.=TisX/X/=31I35×0.95X0.97:286.91Nm输出转矩：7；=T,XO.98=46.63NmTa=TaXO.98=140.66NmZ11=17.40z=7.571.=3.24J2=2.33wI=626.09rmin“"=193.24rmin"w=82.93r/min,f1.=82.93r/minP,=3.1.2kWp<,=2.90kWP»=2.70kWpr=2.57k1.P/=3.06kWP»=2.84kW%=2.65k'Pn=2.52kWT,=47.58Nm7"=143.53NinTsI=z311.35NmTn，=286.91Nin'=46.63Ta=T1.1.1.×0.98=305.12NmTn=Tn,×0.98=281.17Nm运动和动力参数结果如卜.表Nm7。=140.66Nm=305.12NmTk=281.17NmA型4轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935.设计V带和带轮械定计算功率查课本%1.i表9-9得：K,=2Ptu=k×P=1.24=4.8,式中心为工作状况系数，P为传递的额定功率,既电机的额定功率.<2)选择带型号依据儿=4.8,3=1.3,查课本P15j表8-8和>s,表8-9选用带型为A型带.选取带轮基准直径力卜"八查课本小,表8-3和A”表8-7得小带轮基准直径dn=90”,则大带轮基准直径4s=%d,=2.3x90=207”.式中，为带传动的滑动率，通常取(1%2%),查课本/%表8-7后取4心=224”。W验郭带速V.现1.tnZnrX90X1400_._.yr.三介.住V=-=7.17m/s<35m/S7)11n.,svi1.60×IO(X)60×IO(X)内，V带充分发挥。确定中心距U和带的基准长度Zd由于OKd4+%)1.j2(a+4,所以初步选取中心距a：a9=I.5(J4,i+J)三1.5(90+224)=471,初定中心距%=471Im,所以带长，1.d=2%+-«,+dQ+(QwI1.=1444.76”见.查课本名表8-2选取24化，基准长度1.j=1400，?得实际中心距a=au+-1.-=471-44.76/2=448.62M取=45(初切1脸莫小带轮包角力a1.=180-外一心X=162.94,包角合适。a11确定V带根数Z因Jrf1.=1.X)nan,带速V=6.79mS.传动比。=2.3,查课本P1.1.i表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得Pa=IO.7"M«=0.17.杳课本匕2表8-2得K1.=0.96.杳课本Pim表8-8,并由内插值法得Ka=Q.96由P151公式8-22得Z=%=-=4.20(PQ+p,)×kak1.(1.()7+O.I7)×O.96×0.96故选Z=5根带。计算预紧力5查课本匕$表8-4可得4=O.1.kgm.故：单根一般V带张紧后的初拉力为1=500×-三-(-1.)+<7Vi-1)+O.1x7.172=158.8OVZvka5×7.170.96E1=1570.43N<9)计奥作用在轴上的压轴力F1利用公式8-24可得：a16294F；,=2zsin-=2×5×1.58.80×sin-=1570.43V6.齿轮的设计()高速级齿轮传动的设计计算1 .齿轮材料，热处理及精度号虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮<1)齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45*钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z=24高速级大黄轮选用45'钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ,=iXZ1=3.24X24=77.76取Z,=78.齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化.2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值：试选段=1.6初选螺旋用6-11行课本鸟,s图1030选取区域系数Z”=2.433由课本P2it1310-26at=0.78ai=0.82则4=0.78+0.82=1.6由课木&O公式10-13计算应力值环数N,=60n1.j=60×626.09×1.×(2×8×300×8)=1.4425×109hN2=4.45×10h#(3.25为齿数比，即3.25=2)Z1.查课本%10-19图得：Khm=0.93Khn,=0.96齿轮的疲惫强度极限i1.1.P209图102Id杳得wjm1.=58OMPaCtm1iii2=440MPa取失效概率为1%,平安系数S=I,应用Pm公式1012得:Iw1.="型°蛆血=0.93×550=511.5MPaS(,h=a=
