二级斜齿出入联轴器F1500 V11 D220 10X1概要.docx

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二级斜齿出入联轴器F1500V11D22010X1概要

机械设计（论文）说明书

题目：

二级斜齿圆柱齿轮减速器

系别：

XXX系

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

二零一二年五月一日

目录

第一部分课程设计任务书-------------------------------3

第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3

第三部分电动机的选择--------------------------------4

第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7

第五部分齿轮的设计----------------------------------8

第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17

第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20

第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22

第九部分润滑与密封----------------------------------24

设计小结--------------------------------------------25

参考文献--------------------------------------------25

第一部分课程设计任务书

一、设计课题：

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失）,减速器小批量生产,使用期限10年（300天/年）,1班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二.设计要求:

1.减速器装配图一张（A1或A0）。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3或A2）。

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分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.齿轮的设计

6.滚动轴承和传动轴的设计

7.键联接设计

8.箱体结构设计

9.润滑密封设计

第二部分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均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：

考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：

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。

选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η13η22η3η4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84

η1为轴承的效率,η2为齿轮啮合传动的效率,η3为联轴器的效率,η4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

皮带速度v:

v=1.1m/s

工作机的功率pw:

pw=

1.65KW

电动机所需工作功率为:

pd=

1.96KW

执行机构的曲柄转速为:

n=

95.5r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（8×40）×95.5=764~3820r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y112M-6的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=940r/min，同步转速1000r/min。

2确定传动装置的总传动比和分配传动比

（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:

ia=nm/n=940/95.5=9.8

（2）分配传动装置传动比:

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=

则低速级的传动比为:

i23=

2.65

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

nI=nm=940=940r/min

nII=nI/i12=940/3.7=254.1r/min

nIII=nII/i23=254.1/2.65=95.9r/min

nIV=nIII=95.9r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×η3=1.96×0.99=1.94KW

PII=PI×η1⋅η2=1.94×0.98×0.97=1.84KW

PIII=PII×η1⋅η2=1.84×0.98×0.97=1.75KW

PIV=PIII×η1⋅η3=1.75×0.98×0.99=1.84KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.98=1.9KW

PII'=PII×0.98=1.8KW

PIII'=PIII×0.98=1.71KW

PIV'=PIV×0.98=1.8KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×η3

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

19.9Nm

所以：

TI=Td×η3=19.9×0.99=19.7Nm

TII=TI×i12×η1⋅η2=19.7×3.7×0.98×0.97=69.3Nm

TIII=TII×i23×η1⋅η2=69.3×2.65×0.98×0.97=174.6Nm

TIV=TIII×η1⋅η3=174.6×0.98×0.99=169.4Nm

输出转矩为：

TI'=TI×0.98=19.3Nm

TII'=TII×0.98=67.9Nm

TIII'=TIII×0.98=171.1Nm

TIV'=TIV×0.98=166Nm

第五部分齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。

1）材料：

高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

取小齿齿数：

Z1=21，则：

Z2=i12×Z1=3.7×21=77.7取：

Z2=78

2）初选螺旋角:

β=150。

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:

1）试选Kt=2.5

2）T1=19.7Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42

6）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/21+1/78）]×cos150=1.629

7）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×21×tan150=1.79

8）由式8-19得:

Zε=

=

=

=0.784

9）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.98

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×940×1×10×300×1×8=1.35×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=1.35×109/3.7=3.66×108

12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.88,KHN2=0.9

13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=

=0.88×650=572MPa

[σH]2=

=0.9×530=477MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（572+477）/2=524.5MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=38.9mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=

=1.79mm

取为标准值:

2mm。

2）中心距：

a=

=

=102.5mm

3）螺旋角：

β=arccos

=arccos

=150

4）计算齿轮参数：

d1=

=

=43mm

d2=

=

=161mm

b=φd×d1=43mm

b圆整为整数为：

b=43mm。

5）计算圆周速度v:

v=

=

=2.12m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

6）同前，ZE=189.8

。

由图8-15查得节点区域系数为:

ZH=2.42。

7）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/21+1/78）]×cos150=1.629

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×21×tan150=1.79

9）εγ=εα+εβ=3.419

10）同前，取:

εβ=1

Zε=

=

=

=0.784

11）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.98

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数：

KV=1.1。

13）Ft=

=

=916.3N

=

=21.3<100Nmm

14）由tanαt=tanαn/cosβ得：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos150）=20.70

15）由式8-17得：

cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos15cos20/cos20.7=0.97

16）由表8-3得：

KHα=KFα=εα/cos2βb=1.629/0.972=1.73

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.36

18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.73×1.36=2.59

19）计算d1：

d1≥

=

=38.9mm

实际d1=43>38.9所以齿面接触疲劳强度足够。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）当量齿数：

ZV1=Z1/cos3β=21/cos3150=23.3

ZV2=Z2/cos3β=78/cos3150=86.5

2）

εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ

=[1.88-3.2×（1/23.3+1/86.5）]×cos150=1.648

3）由式8-25得重合度系数：

Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68

4）由图8-26和εβ=1.79查得螺旋角系