展开式二级圆柱齿轮减速器的设计

机械设计课程设计(计算说明书)-1-计算及说明计算结果第一章设计任务书一.设计题目用于带式运输机机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图所示。展开式减速器(1)带式运输机数据如下:运输带工作拉力F/=1800N；运输带的工作速度V=1.3m/s；运输带滚筒直径=250mm；(2)工作条件:单班制工作，空在启动，单向连续运转，工作中有轻微震动。运输带速度允许速度误差为5%。（3）使用期限:工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量及加工条件：小批量生产。二．设计任务1）选择电动机的型号；2）确定带传动的主要参数集尺寸；3）设计减速器；4）选择联轴器；三．具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图两张（中间轴及中间轴大齿轮）;3)设计说明书一份。机械设计课程设计(计算说明书)-2-第二章电动机的选择一.选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=1000FV=100035.11800W=2.43kW从电动机到工作机书容带间的总效率为：η总=η1ηηⅠηⅡηⅢηⅣηⅠⅡηⅡⅢηw取联轴器的效率1=2=0.98，高速级滚动轴承效率ηⅠ，中间轴轴承效率ηⅡ低速轴轴承效率ηⅢ和滚筒轴承效率ηⅣ为ηⅠ=ηⅡ=ηⅢ=ηⅣ＝0.995，取一级齿轮传动的效率ηⅠⅡ,二级齿轮传动效率ηⅡⅢ为ηⅠⅡ=ηⅡⅢ=0.97，取卷筒和带传动的传动效率ηw=0.94则η总=0.982×0.9954×0.972×0.94=0.85由于电动机工作平稳，取使用系数aK=1.0，则电动机所需要的工作功率为wadPKP=84.043.21kW=2.919kＷ二.确定电动机的转速综合考虑，电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使转速传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500min/r的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，查参考资料2表12-1（系列电动机技术数据）由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y100L2-4型，其主要性能如下表所示。表1-1Y100L2-4型电动机的主要性能型号额定功率pd/kW满载时转速min)//(rnmin/r)最大转矩额定转矩质量kgY100L2-4314302.238计算结果η总=0.85dp=2.919kＷ电动机为Y100L2-4机械设计课程设计(计算说明书)-3-第三章减速器的运动及动力参数的确定一.确定各级传动比1.滚筒转速的确定wn=rV2=)2260(14.315.32=99.36r/min2.计算总传动比i总＝wDnn＝min/36.99min/1430rr＝14.393.分配传动比取ii211.4则i1=4.52.32i所以中间轴的转速n2=i1n1=4.5×1430r/min=457.6r/min二.确定各轴的功率电动机轴的转速nd=1430r/min1.输入轴Ⅰ的转速n1=1430r/min2.中间轴Ⅱ的转速n2=5.54×1430r/min=457.6r/min3.输出轴的转速nnw399.36r/min三.确定各轴的输入功率1.电动机轴的输出功率为Pd=3kW2.输入轴Ⅰ的功率P1=Pdη1ηⅠⅡ=3×0.98×0.995×0.97=2.84kW3.中间轴Ⅱ的功率P2=P1ηⅡηⅡⅢ=2.84×0.995×0.97=2.74kW4.输出轴的功率P3=PⅡηⅢ=2.84×0.995=2.72kW5.卷筒轴的功率P卷=P3η2ηⅣηw=2.72×0.98×0.995×0.94=2.50kW四.各轴的输入转矩1.电动机轴的实际输出转矩为dT＝9550×mdnpN·m＝9550×14303N·m＝20034.69N·mm2.高速轴的转矩计算结果nw=99.36r/mini总＝14.39i1=4.52.32in2=457.6r/minn1=1430r/minn3=99.36r/minPd=3kWP1=2.84kWP3=2.50kWdT=20034.69N·mm机械设计课程设计(计算说明书)-4-1T＝9550×11np＝9550×143084.2N·m＝19325.42N·mm3.中间轴的转矩2T＝9550×22np＝9550×6.45774.2N·m＝57162.26N·mm4.输出轴的转矩3T＝9550×33np＝9550×25.6572.2N·m＝398477.14N·m5.卷筒的转矩T卷=9550×33np=9550×25.6550.2N·m=365.57225N·m将上述计算结果汇总于下表，以备查用。轴名功率Pkw转矩TmmN转速nr/min传动比i电机轴320034.691430输入轴2.84193254.2114304.5中间轴2.7457162.26457.63.2输出轴2.72398477.1465.25卷筒轴2.50365572.2565.25计算结果1T=19325.42N·mm2T=57162.26N·mmT3=398477.14N·mmT卷=365.57225N·mm机械设计课程设计(计算说明书)-5-第四章减速器齿轮的设计计算第一节高速级及中间轴齿轮的设计及校核一.选择齿轮的精度等级材料和齿数1.材料及热处理查参考资料［2］表10-1选小齿轮的材料均为40Gr,并经调制处理及表面淬火后齿面硬度为48-55HRC。2.查参考资料［1］表10-4选用7级精度3.选小齿轮的齿数为Z1=22，则大齿轮齿数12ZiZ=22×4.5=994.为提高齿轮传动的平稳性和承载能力选用斜齿轮传动，初选螺旋角β=o15一.按齿面接触强度设计按查参考资料［2］式（10-21）计算，即32112HEHadttZZTKduuⅠ1.确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数TK=1.6。2）查参考资料［2］图10-30选取区域系数HZ=2.42521MPa3）查参考资料［2］图10-6选取材料的弹性系数eZ=189.821MPa4）查参考资料［2］图10-26查得1=0.75，2=0.895，则211.645。5）由于两齿轮均采用硬齿面，故选稍小的齿宽系数查参考资料［2］表10-7选取齿宽系数d=1.06）查参考资料［2］图10-21d按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=1100MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa。7）查参考资料［2］式10-13计算应力循环次数。hjLnN1160=6014301（836510）=2.50×109112iNN=4.52×108查参考资料［2］图10-19取接触疲劳寿命系数1HNK=0.91，2HNK=0.955。8）计算接触疲劳许用应力。计算结果机械设计课程设计(计算说明书)-6-取失效概率为1%，安全系数S=1，查参考资料［2］式（10-12）得SKHNH1lim11=0.881100=968MPaSKHNH2lim22=0.9661100=525.25MPaSHHH21=225.525968MPa=535.6MPa9)第三章已求得1T=57162.26N·m2.计算1)试算高速级齿轮分度圆直径dt1，由计算公式得3216.5358.189433.25.415.4645.1126.571623.12dt=21.19mm2）计算圆周速度1000601ndt=100060143019.2114.3=1.59m/s3)计算齿宽b及模数ntm。b=dtd1=0.821.19=16.95mmntm=ztd11cos=2015cos19.21o=0.93mmh=2.25mnt=2.250.93=1.49mmhb=49.195.16=8.064)计算纵向重合度。=0.318tan1Zd=0.318×0.822tan15o=1.495)计算载荷系数K。根据v=1.59m/s，7级精度，由参考资料［2］图10-8查得动载系数VK=1.05；参考资料［2］表10-3查得FaHaKK=1.2使用系数AK=1；由参考资料［2］表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑（非对称布置，7级精度）用插值法求得HK=1.270；故载荷系数K=AKVKFaHaKK=11.051.21.27=1.6014另由图10-3查得FK=1.186）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由查参考资料［2］式（10—10a）得计算结果dt1=21.19mm1.59m/sntm=0.93mm=1.49机械设计课程设计(计算说明书)-7-d1=dt13ktK=25.436.1675.1=25.8mm7）计算模数mn。mn11coszdβ=2215cos19.21=1.005mm三.按齿根弯曲强度设计由参考资料［2］式（10—17）计算mn32112·cos2FYYzdKTYSaFa1.确定计算参数1）计算载荷系数K=AKVKFHaKK=11.051.21.18=1.48682）根据纵向重合度=1.4996，由参考资料［2］图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.853)计算当量齿数1vZ=31cosz=15cos223=24.92vZ=32cosz=15cos993=105.34）查取齿型系数由参考资料［2］表10-5查得齿形系数YFa1=2.75；YFa2=2.165。5）查取应力校正系数由参考资料［2］表10-5查得Ysa1=1.5725；Ysa2=1.8156）由参考资料［2］图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限等于大齿轮的弯曲强度极限1FE=2FE=620MPa7）由参考资料［2］图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82；KFN2=0.88。8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.2，由参考资料［2］式（10-12）得SKFNF11=2.162082.0=423.67MPaSKFNF22=2.162088.0=454.67MPa9）计算大、小齿轮的F并加以比较计算结果机械设计课程设计(计算说明书)-8-111FsaFaYY=012072.067.4235725.175.22212FsaFaYY=00864.067.454815.1165.2比较可以看出小齿轮的数值大。2.计算84.001207022.062.1228.015cos85.042.193254868.12322mnmm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，取mn=1.0mm，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=22.72mm来计算应有的齿数。于是有49.28115cos72.22cos11onmdz取Z1=29，则大齿轮齿数130285.42Z，为使大小齿轮齿数互质，取Z2=131这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。四.几何尺寸计算1.计算中心距17.9315cos2113128cos221onmazzmm将中心距圆整为94mm。2.将圆整后的中心距修正螺旋角2514942113129arccos2arccos21oamnzz因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3.计算大、小齿轮的分度圆直径d1=cos1nmz=2514cos129=29.99mmd2=cos2nmz=2514cos111=158.39mm4.计算齿轮宽度99.2999.2911dbdmm圆整后取B1=34mm；B2=29mm5）结构设计计算结果291z1312zmma942514ommd99.2