机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器说明书

1计算及说明结果第一章设计任务书§1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。3、使用期限：十年，大修期三年。4、生产批量：10台。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土5%8、原始数据：输送带的工作拉力F=2600N输送带的工作速度v=1.1sm输送带的卷筒直径d=200mm第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示043皮带轮12电动机联轴器2计算及说明结果§2-1电动机的选择1．电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率kwpvPw86.210001.126001000设：轴——对滚动轴承效率。轴=0.9901——为齿式联轴器的效率。01=0.99齿——为7级齿轮传动的效率。齿=0.98筒——输送机滚筒效率。筒=0.96估算传动系统的总效率：86.096.098.099.099.024224201筒齿轴工作机所需的电动机攻率为：kwppwr33.386.086.2Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。rmpp,因此综合应选电动机额定功率kwpm42、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速min1.10514.32001.110006060rDvnw方案比较方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1Y112M—24.0KW300028902Y112M—44.0KW150014403Y132M1—64.0KW10009604Y160M1—84.0KW750720kwPw86.286.0kwpr33.3min1.105rnw3计算及说明结果综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下表：方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩3Y132M1—64.0KW10009602.02.0主要外形和安装尺寸见下表：§2-2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：13.91.105960wmnni65.23.1/13.93.1/2ii45.365.213.923iii传动系统各传动比为：1,45.3,65.2,143201iiii§2-3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴——电动机轴min9600rnkwp33.30mNnpT13.3396033.3955095500001轴——减速器中间轴min9600101rinnkwpp297.399.033.3010113.9i65.22i45.33i4计算及说明结果mNiTT8.3299.0113.330101012轴——减速器中间轴min3.27845.3960312rinnkwpp2.397.0297.31212mNiTT5.10697.097.045.38.32123123轴——减速器低速轴min02.10565.23.278223rinnkwpp104.397.02.32323mNiTT8.27397.065.25.106232234轴——工作机min02.10534rnnkwpp04.39801.0104.33434mNiTT4.2689801.018.27334434轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min960960278.3105.02105.02功率kw3．333.2973.23.1043.04转矩N•m33.1332.8106.5273.8268.4联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比13.452.651传动效率0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计已知条件为PI=3.297kW，小齿轮转速n1=960r/min，传动比i1=3.45由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。各参数如左图所示5计算及说明结果一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：由机械设计第八版课本表10-1可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.45×24=82.8取Z2=83。§3-1按齿面强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即：d1t≥2.32√KTI∅∅d·u±1u（ZE[σH]）231）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩：T1=95.5×105PInI=95.5×105×3.297960N·mm=3.28×104N·mm1）由表10-7选取齿宽系数∅d=1。2）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。3）由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。4）计算齿轮应力循环次数：N1=60nIjLh=60×960×1×（1×8×365×10）=1.68192×109N2=N1i1=1.68192×1093.45=4.88×1087）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.88；KHN2=0.918）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：[σH]1=KHN1σlim1S=0.88×600MPa=528MPaNmmT411028.36计算及说明结果[σH]2=KHN2σlim2S=0.91×550MPa=500.5MPa2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。d1t≥2.32√KT1∅d·u±1u（ZE[σH]）23=2.32√1.3×3.28×1041·4.463.46(189.8500.5)23mm≈46.21mm2）计算圆周速度v。v=πd1tN160×1000=3.14×46.21×96060×1000m/s=2.32m/s3)计算齿宽b。b=∅dd1t=1×46.21mm=46.21mm4)计算齿宽与齿高之比bh。模数mt=d1tz1=46.2124mm=1.93mm齿高h=2.25mt=2.25×1.93mm=4.34mmbh=46.214.34=10.655)计算载荷系数。根据v=2.32m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.20；直齿轮，KHα=KFα=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.417。由bh=10.65，KHβ=1.417查图10-13得KFβ=1.35；故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.20×1×1.417=1.70046）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t√KKt3=46.21×√1.70041.33mm=50.4mmmmdt21.461smv32.2mmmt93.17004.1Kmmd4.5017计算及说明结果7)计算模数m。m=d1z1=50.424mm=2.1mm§3-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m≥√2KTI∅dz12(YFaYSa[σF])31)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σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得[σF]1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa[σF]2=KFN2σFE2S=0.87×3801.4MPa=236.14MPa4）计算载荷系数K=K=KAKVKFαKFβ=1×1.20×1×1.35=1.625）查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.206。6）查取应力校正系数。由表10-5查得YSa1=1.58，YSa2=1.745。7）计算大、小齿轮的YFaYSa[σF]并加以比较。YFa1YSa1[σF]1=2.65×1.58303.57=0.0138YFa2YSa2[σF]2=2.206×1.745236.14=0.0163因此，大齿轮的数值大。２)设计计算m≥√2×1.62×3.28×1041×242×0.01633mm=1.44mmm=2.1mmK=1.628计算及说明结果对比计算结果，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决定的承载能力，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，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm，并就近圆整为标准模数1.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=50.40mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=50.401.5=33.6≈34大齿轮齿数z2=3.45×34=117.3，取z2=118这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=34×1.5mm=51mmd2=z2m=118×1.5mm=177mm（2）计算中心距a=d1+d22=51+1772mm=114mm（3）计算齿轮宽度b=∅dd1=1×51mm=51mm取B2=51mm，B1=56mm。第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率P2=3.2kW，小齿轮转速n2=278.3r/min，传动比i２=2.65由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.3）材料选择。由教材《机械设计》第八版，表10-1选择小齿轮材料为40Gr（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。Z1=34Z2=118mmd511mmd1772114ammmmB561mmB5129计算及说明结果4）选小齿轮齿数z３=24，z４=2.65×24=63.6，取z2=64。§4-1按齿面强度设计设计公式为：d2t≥2.32√KTII∅∅d·u±1u（ZE[σH]）231)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数：Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩：T2=95.5×105P2n2=95.5×105×3.2278.3N·mm=1.098×105N·mm2）由表10-7选取齿宽系数∅d=1。3）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。4）由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim4=550MPa。5）计算齿轮应力循环次数：N3=60n2jLh=60×278.3×1×（1×8×365×10）=4.876×108N4=N1i2=4.876×1082.65=1.84×1087）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN3=0.91；KHN4=0.9218）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10