二级斜齿减速器课程设计说明书1

呼伦贝尔学院工程技术学院第-1-页共29页机械工程系课程设计说明书指导老师签名：年月日课程名称：机械设计课程设计题目名称：年级专业及班级：姓名：学号：指导教师：评定成绩：教师评语：第一部分传动装置总设计一、运动简图初始数据：运输带拉力F=1800N；运输带速度V=1.1m\s；卷筒直径D=300mm。二、选择电动机依据：功率P，转速nm1、电动机功率计算P工作机功率：Pw=FV（kw）已知：F=1.8输送带拉力（KN）V=1.1输送带速度（m/s）得：Pw=FV=1.8×1.1=1.98(kw)电动机需要功率：P=Pw/η(kw)总效率：η=η₁·η₂²·η₃⁴·η₄·η5η1=0.96带传动效率η2=0.98轴承传动效率η3=0.97齿轮传动效率η4=0.99联轴器传动效率η5=0.96卷筒传动效率(效率值查设计手册P5)将值代入得：η=0.79P=2.5（kw）2、电动机转速计算nm卷筒转速：nw=(V×60×1000)/πD已知：V=1.1输送机带速(m/s)D=300卷筒直径(mm)解得：nw=70.03(r/min)电动机转速:n=70.03·i=(16--160)nw（r/min）其中：i=16--160减速器总传动比(设计手册P192)解得：nm=1120.48—11204.8（r/min）3、选定电动机综上所述，选定电动机型号为Y100L2-4，额定功率3KW，满载转速1430r\min。三、传动装置总传动比的确定及分级传动比分配i=i0·i1·i2i0~带轮传动比高速级齿轮传动比~1i低速级齿轮传动比~2i《设计手册》P196推荐展开式二级圆柱齿轮减速器解得：四、计算传动装置的运动和动力参数1、电动机轴：2、高速轴3、中间轴：42.2003.701430wmnni7.55i13.54i2kwPd5.2mNnPTmdd70.1614305.295509550mNiTTPPdd47.382.496.070.1696.05.201111min/595.8301rnnmin/97.10657.5595.8323.20357.597.098.047.3828.297.098.04.2121212212rnnmNiTTkwPP24.kw4、低速轴：计算出的参数表：功率dP/kw转矩T/mN转速n/min/r传动比i电动机2.516.7014302.8高速轴2.438.47595.835.57中间轴2.28203.68106.971.53低速轴2.10296.2369.921第二部分传动零件的设计计算计算及说明结果一、高速级减速齿轮设计（斜齿轮）1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）软齿面闭式传动。2）材料选择：由机械设计书表10-1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，二者硬度差为40HBS。3）选小齿齿数Z1=21，Z2=Z1×i1=5.57*21=116.97取Z2=1174）选取螺旋角:初选螺旋角145）寿命8年，每年工作300天，俩班制。2、按齿面接触疲劳强度设计按《机械设计》（10-21）公式试算，即321111)][(12HEHdttZZiiTKd（1）确定公式的各计算数值1）试选6.1Kt。2）由图10-30选取区域系数ZH=2.435，由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZEZ1=21Z2=117146.1KtZH=2.435218.189MPaZE=1.64min/92.6953.197.106389.74397.098.068.20317.297.098.028.2223223233223rinnmNiTTkwPP3）由图10-26查得1=0.76，2=0.88，=1+2=0.76+0.88=1.64计算及说明结果4）由表10-7选齿宽系数：1d5）由图10-21按齿面硬度查小齿轮接触疲劳极限MPaMPaHH5506002lim1lim6）计算应力循环系数由图10-19取接触疲劳寿命系数kHN1=0.89kHN2=0.937）取失效概率1%，安全系数S=1许用接触应力：（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径td12)计算圆周速度3)计算齿宽b模数m及齿高h1dMPaH6001limMPaH5502limkHN1=0.89kHN2=0.93mmmnt892.1mmh257.4617.9hb137.183008259560N811210465.2iNN534160088.01lim11SHHNHk511.5155092.02lim22SHHNHkMPaHHH522.752511.5534221MPaH522mmdt94.40)522.75189435.2(57.5157.564.11467.386.123211smndv/277.110006059594.401000601t1mm94.4094.401dbt1dmm94.40bmmzdt892.12114cos94.40cosm11ntmmmhnt257.4892.125.225.2617.9257.494.40bh9104）计算纵向重合度665.114tan211318.0tan318.01zd5)计算载荷系数由图查得齿向载荷由表410450.1Hk分布系数38.11310Fk查得按图，由图计算及说明结果.故载荷系数为：6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计32121cos2FSaFadnYYzYkTm（1）确定计算参数1）计算载荷系数。查得螺旋角，从图）根据纵向重合度2810665.1288.0Y影响系数3）计算当量齿数4）由表10-5查取齿形系数和应力集中系数。k=2.1315K=2.0286级精度，，，根据已知使用系数8/277.11smvkA4.1310FHkk查得05.1810vk查得动载系数1315.245.14.105.11kHHvkkkkAmmkkddtt05.456.11315.294.403311mmd05.451mmzdmn08.22114cos05.45cos11mmmn08.20286.238.14.105.11FFVAKKKKK273.124914.0117cosZ976.22914.021cosZ22v221v1zz69.21FaY16.22FaY57.11SaY5）由图10-20C查齿轮弯曲疲劳极限。MPaFE5001MPaFE3802由图10-18查弯曲疲劳寿命系数。89.0KFN26）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4计算及说明结果MPa571.2414.138089.0SK2FN22FEF加以比较取较大值计算计算齿轮的FSaFaYY)7（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数取m=2mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由4.几何尺寸计算（1）计算中心距mmmnt789.1201z1112za=135mm81.12SaY0.85KFN1MPa3034.150085.0SK1FN11FEF01396.030357.169.2111FSaFaYY01618.0571.24181.116.2222FSaFaYYmm789.101618.064.121114cos462.4289.0028.22m322n47.202cosdZ11nm4.11157.520ZiZ11220Z1取111Z240.94圆整后取a=135（2）按圆整后中心距修正螺旋角等不必修正。、、值改变不多，故因HZK（3）计算大小齿轮分度圆直径（4）计算齿宽。β＝14.98°mmd221.411mmd78.1682计算及说明结果二、高速级减速齿轮设计（斜齿轮）1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）软齿面闭式传动。2）材料选择：由机械设计书表10-1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，二者硬度差为40HBS。3）选小齿齿数3Z=50，Z₂=1.53*50=76.5取。4）选取螺旋角:初选螺旋角142、按齿面接触疲劳强度设计(1)按《机械设计》（10-21）公式试算，即32222t3)][(12HEHdtZZiiTKd(2)确定公式的各计算数值1）试选6.1Kt。mmB451mmB40214mm01.13514cos2211120cos2ZZa21）（）（nm14.98°1352211720a2ZZarccos21）（）（nmmm221.41cosβ220cosZd11nmmm78.168cosβ2111cosZd22nm221.41221.411db1dmm45Bmm40B12，圆整后取774z503z774z2）由图10-30选取区域系数ZH=2.435，3)由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。由图10-26查得：故:4）由表10-7选齿宽系数：1d5）由图10-21按齿面硬度查小齿轮接触疲劳极限MPaH6003limMPaH5504lim6）计算应力循环系数由图10-19取接触疲劳寿命系数7）取失效概率1%，安全系数S=1计算及说明结果许用接触应力：(3)计算1)试算小齿轮分度圆直径2)计算圆周速度3)计算齿宽b模数m及齿高b=77.3688.084.021，72.1218310465.283008297.10660N8823410611.153.110465.2iNN93.03kHN94.04kHNMPa558160093.03lim33SHHNHkMPa517155094.04lim44SHHNHkMPaHHH5.537251755243mmdt36.77)5.537189435.2(53.1153.172.11503.1946.123213mmdt36.773smndv/433.010006097.10636.771000601t3mm36.7736.771dbt3dsmv/433.0mmmnt501.14）计算纵向重合度5）计算载荷系数810450.14101110，由图查得，由表查得由表HAkk08.1vk查得动载系数310由表载荷系数；0706.2450.14.102.11HHvakkkkk6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计计算及说明结果32323cos2FSaFadnYYzYkTm（1）确定计算参数1)计算载荷系数88.0Y影响系数3）计算当量齿数mmzdt501.15014cos36.77cosm33nt