二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1机械设计课程设计计算说明书设计题目用于带式运输机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器___________机械工程及自动化_____专业___机电二_____班设计者张洪彬_______指导教师_余龙______2013___年01_月16__日2目录传动方案的拟定及说明…………………………………………………1传动装置运动学计算……………………………………………………3齿轮传动计算……………………………………………………………4轴的设计计算……………………………………………………………11滚动轴承选择计算………………………………………………………16键的选择计算……………………………………………………………17联轴器的选择计算………………………………………………………17减速器结构设计…………………………………………………………17减速器的润滑……………………………………………………………18设计小结…………………………………………………………………19参考资料目录……………………………………………………………193设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号1传动方案的拟定及说明带式运输机的工作原理：F=4800NV=1.25D=350由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较大，结构较复杂，由于不对称布置，震动大对刚度要求较高.传动装置运动学计算1、电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：空载起动，工作有轻震、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。2、电动机容量的选择工作机所需功率PwPw＝Fv/1000=4800X1.25/=6KW查表13-7可得：4滚子轴承效率n1=0.98（三队齿轮轴轴承和一对卷筒轴轴承）；齿轮副效率n2=0.97（齿轮精度为7级）；齿轮联轴器n3=0.99；（两个）卷筒效率n4=0.96。则n=n1^4×n2^2×n3^2×n4=0.98^4×0.97^2×0.99^2×0.96=0.823、电动机型号的确定电动机的工作效率Pd=Pw/n=6/0.82=7.32KW,由表11-1，选电动机的额定功率为7.5KW;卷筒工作的转速nw=60×1000V/(3.14D)=95.5r/min,由表2-1可知，二级圆柱减速器的传动比i=8~40，则传动比合理范围为ia=8~40.电动机转速可选范围为nd=ia×nw=(8~40)×95.5=764~3820r/min。综合考虑，选择电动机型号为Y132M—4，满载转速nm=1440r/min。基本符合题目所需的要求。4、传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：ia=nm/nw=1440/95.5=15.1按浸油润滑条件考虑，取传动比i1=1.3i25、合理分配各级传动比各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III工作轴转速（r/min）1440144031692.6892.68功率（kW）7.57.4257.0586.7106.510转矩（N·m）49.7449.24213.3691.4670.8传动比114.433.411齿轮传动的计算高速级1．选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝107；4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—21）试算，即dt≥321·2HEHdtZZuuTKσεφα1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由机械设计图10－30选取区域系数ZH＝2.4335（3）由表10－7选取齿宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.78，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.65（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.821Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×1440×1×（1×8×365×10）＝2.523×10^9N2＝N1/4.43＝5.695×10^8（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.98；KHN2＝0.98（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.98×600MPa＝588MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝539MPa[σH]＝{[σH]1＋[σH]2}/2＝563.5MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥3211·2HEHdtZZuuTKσεφα=42.84mm（2）计算圆周速度v=3.14d1tn1/(60×1000)=3.23m/s（3）计算齿宽b及模数mntb=φdd1t=1×42.84mm=42.84mmmnt=11coszdtβ=1.73h=2.25mnt=2.25×1.73mm=3.89mmb/h=42.84/3.89=11.01（4）计算纵向重合度εβεβ=0.318φdz1tanβ=0.318×1×24×tan14=1.903（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=3.23m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10-4查得KHβ=1.42由表10—13查得KFβ=1.35由表10—3查得KHα=KFα=1.2。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.896（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得d1=31/ttKKd=45.29mm（7）计算模数mnmn11coszdβ=1.833．按齿根弯曲强度设计由式(10—17)mn≥3212·cos2FSaFadYYzKTYσεφβαβ1）确定计算参数（1）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.80（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.903.从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0.88（3）计算当量齿数zv1=z1/cos3β=24/cos314。=26.27zv2=z2/cos3β=107/cos314。=117.13（4）查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.60；Yfa2=2.18（5）查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.79（6）计算[σF]由图10-20c得：σF1=500Mpa；σF2=380MPa由图10-18取：KFN1=0.92；KFN2=0.95取弯曲疲劳安全系数s=1.4.则[σF1]=328.57Mpa[σF2]=257.86MPa（7）计算大、小齿轮的FSaFaYYσ并加以比较111FSaFaYYσ=0.012627222FSaFaYYσ=0.01513大齿轮的数值大。2）设计计算由以上数据及公式可得mn=1.33mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取mn=2.0mm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d1=45.29mm来计算应有的齿数。4、几何尺寸计算a)计算中心距z1nmdβcos1=21.97，取z1=22z2=97aβcos221nmzz=122.64mm，将中心距圆整为123mm。b)按中心距修正螺旋角β=arcosamzzn221=14。39’7”c)计算大、小齿轮的分度圆直径d1βcos1nmz=45.48mmd2βcos2nmz=200.52mmd)计算齿轮宽度b=φdd1=45.48B1=55mm，B2=50mme)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。低速级1选精度等级、材料及齿数材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为8240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝83；选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—21）试算，即dt≥321·2HEHdtZZuuTKσεφα确定公式内的各计算数值i.试选Kt＝1.6ii.由图10－30选取区域系数ZH＝2.433iii.由表10－7选取尺宽系数φd＝1.0iv.由图10－26查得εα1＝0.78，εα2＝0.89，则εα＝εα1＋εα2＝1.67v.由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.821Mpavi.由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；vii.由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×316×（1×8×365×10）＝5.536×10^8N2＝N1/3.41＝1.6236×10^8viii.由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.98；KHN2＝0.98ix.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.98×600MPa＝515.5MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝539MPa[σH]＝{[σH]1＋[σH]2}/2＝527.25MPa计算x.试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥3211·2HEHdtZZuuTKσεφα=74.01mmxi.计算圆周速度v=3.14d1tn3/(60×1000)=0.36m/sxii.计算齿宽b及模数mntb=φdd1t=74.01mmmnt=11coszdtβ=2.999h=2.25mnt=2.25×2.99mm=6.73mmb/h=74.01/6.73=11xiii.计算纵向重合度εβxiv.εβ=0.318φdz1tanβ=0.318×1×24×tan14。=1.9xv.计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.48m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.0；故由表10-4查得KHβ=1.426由表10—13查得KFβ=1.35由表10—3查得KHα=KFα=1.2。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.704xvi.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得d1=31/ttKKd=75.58mmxvii.计算模数mnmn11coszdβ=3.06mm按齿根弯曲强度设计由式(10—17)mn≥3212·cos2FSaFadYYzKTYσεφβαβf)确定计算参数i.计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.62ii.根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.90，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0.88iii.计算当量齿数zv1=z1/cos3β=24/cos314。=26.27zv2=z2/cos3β=83/cos314。=90.86iv.查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.60；Yfa2=2.20v.查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.7810vi.计算[σF]由图10-20c得σF1=500Mpa；σF2=380MPa由图10-18得KFN1=0.95；KFN2=0.98取弯曲疲劳安全系数s=1.4.则[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPavii.计算大、小齿轮的FSaFaYYσ并加以比较111FSaFaYYσ=0.01222222FSaFaYYσ=0.01472大齿轮的数值大。g)设计计