机械设计二级减速器课程设计

西京学院机械设计课程设计1计算过程结果1题目及总体方案分析1题目：设计一个带式输送机用减速器已知条件：带式输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作有粉尘，使用期限15年，大修期3年，动力源为三相交流电，小批量生产，输送速度允许误差为5%。输送工作拉力F=2800N，输送速度v=0.9m/s，卷筒直径D=260mm。2传动装置总体设计：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：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw2电动机的选择2.1电动机输出功率的确定（1）确定各级传动效率并计算总效率---查机械设计课程设计表2-101－带传动效率：0.962－每对轴承传动效率：0.99西京学院机械设计课程设计23－圆柱齿轮的传动效率：0.984－联轴器的传动效率：0.995—卷筒的传动效率：0.96说明：－电机至工作机之间的传动装置的总效率：4212345842.096.099.098.099.096.024（2）工作机卷筒上所需功率Pw52.210009.028001000vFPw（3）电动机所需输出的功率为：kW993.2842.052.2Pw电P2.2电动机转速的确定执行机构的曲柄转速为n＝D60v1000＝2609.0601000＝66.11r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比1i＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i２＝8～40，则总传动比合理范围为ai＝16～160，电动机转速的可选范围为：dn＝ai×n＝（16～160）×66.11＝1057.76~10577.6r/min按电动机的额定功率Pm，要满足Pm≥Pd以及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Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pm为5.5kw，满载转速mn1440r/min。3分配传动比（1）总传动比783.2111.661440nnima（2）分配传动装置传动比：0aiii式中，0,ii分别为带传动和减速器的传动比。为使V带外廓尺寸不致过大，初步取2.20i（实际的传动比要在V带设计时，由选定大小带轮标准直径之比计算），则减速器的传动比：842.052.2wPKWP993.2电min11.66rnmin1440rmn901.90iiia西京学院机械设计课程设计3901.92.2783.210iiia（3）分配减速器的各级传动比。两级齿轮减速器，应按照高速级和低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近的条件进行传动比分配，这就要求两个大齿轮直径相近。因为低速级齿轮中心距大于高速级齿轮中心距，故必须使低高ii，故取：低高ii3.176.2588.3低高ii4.计算传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速减速器传动装置各轴转速为电动机轴：01440/minnr各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。高速轴Ⅰ：min/6552.214400rinnm中间轴Ⅱ：min/183588.3655rinn高低速轴Ⅲ：min/6676.2183rinn低卷筒轴：min/66rnn卷筒4.2各轴输入功率电机轴：kWPPm5.50Ⅰ轴：kWPP28.596.05.510Ⅱ轴：kWPP123.598.099.028.532Ⅲ轴：kWPP97.498.099.0123.532卷筒轴：kWPP72.496.099.097.454卷筒4.3各轴输入转矩T(N•m)低高ii3.176.2588.3低高iimin/66min/183min/655rnrnrnmin/66卷筒nkWP5.50KWp28.5KWP123.5KWP97.4KWP72.4卷筒mNT48.360西京学院机械设计课程设计4电动机输出转矩：mNnPTmm48.3614405.5955095500Ⅰ轴输入转矩：mNnPT98.7665528.595509550Ⅱ轴输入转矩：mNnPT35.267183123.595509550Ⅲ轴输入转矩：mNnPT14.7196697.495509550卷筒轴输入转矩：mNnPT97.6826672.495509550卷卷卷5设计减速器齿轮5.1高速级齿轮设计因传递功率不大，转速不高，选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，小齿轮：40Cr（调质），硬度为260HBS；大齿轮：45钢（调质），硬度为230HBS，二者材料硬度差为30HBS；1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）由已知条件知，选用直齿圆柱齿轮传动；2）选择精度等级:带式输送机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用7级精度；3）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度4)选小齿轮齿数1z=24，大齿轮齿数2z=243.588=86.112，取2z=87。2按齿面接触强度计算3211][132.2HEttZuudTKd（1）确定公式内的各计算数值mNT98.76mNT35.267mNT14.719mNT97.682卷1z=242z=87tK＝1.3mmNT4110698.7西京学院机械设计课程设计51）初选载荷系数tK＝1.3；2）小齿轮传递转矩11611055.9nPTmmN4610698.765528.51055.9N·mm3）选取齿宽系数d由表8—7，选齿宽系数d=1。4）弹性系数EZ由表8—6，查取弹性系数EZ＝189.821aMP。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=710aMP；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=590aMP。6）计算应力循环次数1N、2NhjLnN1160910443.3)1536582(16556089210596.9588.310443.3N7）接触疲劳强度寿命系数，由图8—19查取接触疲劳强度寿命系数1HNK＝0.94；2HNK＝0.96。8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1；aHNHMPSK4.667171094.0][1lim11MPaaHNHMPSK4.566159096.0][2lim22Mpa取[]H＝2[]H＝566.4MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径3211][132.2HEttZuudTKdmm396.564.5668.189588.3588.4110695.73.132.23242）计算圆周速度smndvtt/093.2100060655396.5614.3100060113）计算齿宽b。d=1EZ189.821aMPMPaH7101limMPaH5902lim829110596.910443.3NN1HNK＝0.942HNK＝0.96aHaHMPMP4.566][4.667][21MPaHH4.56621mmdt396.561smvt/093.2b=56.396mmmmmt35.2西京学院机械设计课程设计6b=mmmmdtd396.56396.56114）计算齿宽与齿高之比hb模数mmzdmtt35.224396.5611齿高mmmht29.535.225.225.266.1029.5396.56hb5）计算载荷系数。根据v=2.093m/s，7级精度，由图10—8，动载系数vK＝1.08；直齿轮，1FHKK由表10—2查取使用系数AK＝1；由表10—4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，421.1HK。由66.10hb，421.1HK查图10—13得38.1FK，故载荷系数535.1421.1108.11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得小齿轮分度圆直径311ttKKdd608.593.1535.1396.563mm7）计算模数m484.224608.5911zdmmm3按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为3211][2FSaFadYYzKTm（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5901；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE42022）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数93.0,91.021FNFNKKmmh29.566.10hbvK＝1.081FHKKAK＝1421.1HK535.1Kmmd608.591mmm484.2MPaFE5901MPaFE4202MPaF5.3831MPaF2792西京学院机械设计课程设计73）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得MPaSKMPaSKFEFNFFEFNF2794.142093.05.3834.159091.02221114）计算载荷系数49.138.1108.11FFvAKKKKK5）查取齿形系数由表10-5查得206.2;65.221FaFaYY6）查取应力校正系数由表10-5查得777.1;58.121FaFaYY7）计算大、小齿轮的][FSaFaYY，并加以比较014050.0279777.1206.2010918.05.38358.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大（2）设计计算mmmmm78.101405.024110698.749.12324对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mmm5.2，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mmd608.591来计算应有的齿数。于是由84.235.2608.5911mdz取241z，大齿轮齿数112.8624588.312uzz取整902z。4几何尺寸计算49.1K65.21FaY206.22FaY58.11FaY777.12FaYmmm78.1241Z902Zmmd601mmd2252mma5.142西京学院机械设计课程设计8（1）计算大、小齿轮的分度圆直径mmmmmzdmmmmmzd2255.290605.2242211（2）计算中心距mmmmdda5.142222560221（3）计算齿轮宽度mmmmdbd606011圆整后取mmBmmB60,65215齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小,设计为实心齿轮。大齿轮结构尺寸如下表代号结构尺寸计算公式结果/mm模数5.2nm2.5分度圆直径2d225齿顶圆直径naamhdd*222=225+5.212=230230齿根圆直径nffmhdd*222225-5.225.12=218.75218.75中心距2/)(21dda142.5齿宽1B60轮毂处直径1D80506.16.11dD80轮毂轴向长L60405.1)5.1~2.1(dL60倒角尺寸n25.15.25.05.0nmn1.25齿根圆处厚度05.75.23)4~5.2(0nm7.5mm