西南大学机械设计二级减速器设计计算说明书

机械设计课程设计任务书学生姓名专业年级农业机械化及其自动化2011级设计题目：设计带式输送机传动装置设计条件：1、输送带工作拉力：F=1500N；2、输送带工作速度：v=1.1m/s（允许输送带速度误差为5%）；3、滚筒直径：D=220mm；4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内，灰尘较大，环境最高温度35；5、使用折旧期：8年；6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；8、运输带速度允许误差：%59、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图1张（A1）；2、零件工作图2张；3、设计说明书1份。指导教师签名：2014年1月日说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文)的第一页。2电动机选择2.1电动机类型的选择电动机选择全封闭的Y系列三相鼠笼式异步电动机，具有防止灰尘、铁屑、或其它杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。2.2电动机功率的计算①工作机所需功率PwKWvFPww65.110001.1*1500*1000*②设计方案的总效率联=0.99（两对联轴器的效率相等）1承轴=0.99，2承轴=0.98，3承轴=0.99齿=0.97（两对齿轮的效率取相等）则：总=32212轴承轴承齿轴承联ηηηηη=0.886③电动机所需工作功率dPKWPPwd86.1886.065.12.3电动机转速的选择①由v=1.1m/s求卷筒转速nwV=1000*60wDn=1.1→nw=95.54r/min②电动机可选转速范围wniin21在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，由圆柱齿轮传动比范围为3—5。所以nd=(i1*i2)nw=[9，25]*nwnd的范围是（859.86，2388.5）r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机2.4电动机型号的确定电动机型号为Y100L1-4,其额定功率为2.2kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L1-42.214302.22.334Pw=1.65KW总=0.886dP=1.86KWnw=95.54r/minnm=1430r/min3计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配3.1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：总i＝nm/nwnw＝95.54r/minnm=1430r/mini＝14.973.2合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2。估测选取i1=4.5i2=3.3传动比误差为0.801%，所以可行。3.3各轴转速、输入功率、输入转矩计算①计算各轴转速电动机转轴速度n0=nm=1430r/min高速轴1n1=nm=1430r/min中间轴2n2=11in=317.78r/min低速轴3n3=212*iin=96.30r/min卷筒轴n4=96.30r/min。②计算各轴功率高速轴1P1=Pd*1联=1.86*0.99=1.84Kw中间轴2P2=P1*n齿*n轴承1=1.8414*0.97*0.99=1.77Kw低速轴3P3=P2*2轴承齿nn=1.7683*0.97*0.98=1.68Kw卷筒轴P4=P3*32轴承联nn=1.6809*0.99*0.99=1.65Kw③计算各轴转矩电动机输出转矩mN10*24.1*955041mnPTddi＝14.97i1=4.5i2=3.3各轴转速n0=1430r/minn1=1430r/minn2=317.78r/minn3=96.30r/minn4=96.30r/min各轴功率P1=1.84KwP2=1.77KwP3=1.68KwP4=1.65Kw高速轴1mN10*23.1*95504111mnPT中间轴2mN10*32.5*95504222mnPT低速轴IIImN10*67.1*95505333mnPT卷筒轴mN10*64.1*95505444mnPT项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）14301430317.7896.3096.30功率（kW）1.861.841.771.681.65转矩（N·m）12.412.353.2167.0164.0传动比114.53.314齿轮设计计算4.1高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩类型1.84Kw1430r/min4.512.3N·m斜齿选精度等级、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8级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝90的；4.1.1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td1≥321*1·*2HHEdtZZuuTKσφ1）确定公式内的各计算数值dT=mN10*24.14m1T=mN10*23.14mT2=mN10*32.54mT3=mN10*67.15mT4=mN10*64.15m8级精度z1＝20z2＝90（1）试选Kt＝1.6（2）由表10－7选取齿宽系数φd＝1（3）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4）由图10－30选取区域影响系数HZ=2.433（5）由图10－26查得1=0.755，2=0.82，则=1+2=1.575（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极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911100.4)836582(114306060hjLnN891121091.85.4100.4NiN（8）由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数9.01HNK，95.0K2HN取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得1H＝0.90×600MPa＝540MPa2H＝0.95×500MPa＝522.5MPa则许用接触应力为：522.5Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径td1td1≥321*1·*2HHEdtZZuuTKσφ=28.47mm（2）计算圆周速度v=10006011ndtπ=10006047.28π=2.13m/s（3）计算齿宽b及模数mmmmmdbtd47.2847.2811mmmmzdmtt38.12014cos47.28cos11。mmmmmht105.338.125.225.2169.9105.347.28hb（4）计算纵向重合度59.114tan*20*1*318.0tan318.01Zd（5）计算载荷系数K①由表10-2查得使用系数1KA②根据smv/13.2，8级精度，由图10-8查得动载系数11.1vK③由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，446.1HK④查图10-13得：42.1FK⑤由表10-3得，4.1FHKK故载荷系数25.2446.14.111.11KHHVAKKKK（6）按实际载荷系数校正分度圆直径由式10-10a得：mmmmKKddt9.316.125.247.2833t11（7）计算模数mmmzdmn55.12014cos*9.31cos114.1.2按齿根弯曲强度设计由式10-17得：弯曲强度设计公式32121cos2FSaFadYYzTKYm（1）计算载荷系数：21.242.14.111.11FFVAKKKKK（2）根据纵向重合度59.1，从图10-28查得：88.0Y（3）计算当量齿数：52.9814cos90cos89.2114cos20cos33223311ZZZZvv（4）查取齿形系数：由表10-5查得183.2;724.221FaFaYY（5）查取应力校正系数：由表10-5查得789.1;569.121SaSaYY（6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001，大齿轮的弯曲强度极限MPaFE3802（7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数85.01FNK,88.02FNK（8）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MPaKMPaKFNFFEFNF86.2384.138088.057.3034.150085.0ssFE222111（9）计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较：01635.0238.86789.1183.201408.003.573965.1724.2222111FSaFaFSaFaYYYY（大齿轮的大）2）计算mmmmm05.1575.12010.0163514cos88.01023.121.223224对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数nm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所决定的承载能力，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，取标准值mmmn5.1.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mmd9.311来计算相应的齿数：63.205.114cos*9.31cos11nmdz取95,2121zz3）几何尺寸计算（1）计算中心距mmmzzan66.8914cos*25.1*)9521(cos2)(21故圆整后取中心距为mma90（2）修正螺旋角48'491490*25.1*9521arccos2arccos21amzzn螺旋角改变不多，不需要修正相关的参数。（3）计算齿轮的分度圆直径mmmzdn58.3248'4914cos5.121cos11。mm41.14748'4914cos5.195cos22。nmzd（4）计算齿轮宽度mmdbd58.3258.3211调整后取mmBmmB36,4221。mmmn5.1952121zzmma9048'4914mmd58.321mm41.1472dmmBmmB3642214.2低速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩类型1.77KW317.78r/min3.353.2N·m直齿选精度等级、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8级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝79的；4.2.1按齿面接触强度设计由设计公式（10-9a）进行计算，即mm)][(1.32.23223dHEdtZuuKT1）确定各计算值（1）试选载荷系数.31tK（2）计算小齿轮传递的转矩，mN1032.5*95504222nPT（3）由表10-7选取齿宽系数1d（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE（5）由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH6003lim大齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH550