展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

机械设计课程设计题目题号：展开式二级圆柱齿轮减速器学院：装备制造学院专业班级：金材1101学生姓名：张建收学号：指导教师：成绩：年月日一数据800运输带工作速度V（m/s）1.4卷筒直径（mm）400二.设计要求(1)选择电动机型号；(2)确定带传动的主要参数及尺寸；(3)设计减速器；(4)选择联轴器。三.设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.传动装置的运动和动力参数计算5.设计V带和带轮1.传动装置总体设计方案1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。2）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3—二级圆柱齿轮减速器4—联轴器5—带式运输机1—电动机2—V带传动3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。传动装置简图：2.电动机的选择电动机所需工作功率为：Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/(πd*9550)=800*60*1000*1.4/(3.14*400*9550)=5.6kw执行机构的曲柄转速为：nw=60×1000v/πd=66.9r/min效率范围:η1：带传动：V带0.95η2：圆柱齿轮0.997级η3：滚动轴承0.98η4：联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.99ηw滚筒：0.99η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99=0.839Pd=Pw/η=5.6/0.839=6.67Kw又因为额定转速Ped≥Pd=6.67Kw取Ped=7.5kw常用传动比：V带：i1=2~4圆柱齿轮：i2=3~5圆锥齿轮：i3=2~3i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40N=Nw×i=（18~40）×57.83=1041~2313.2r/min取N=1500r/min选Y132M-4电动机Nm=1440r/min型号额定功率Ped满载转速nm启动转矩最大转矩中心高HY132M-47.5KW1440r/min2.2.2.2132mm3.确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；i2为低速级齿轮传动比；总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27取V带传动比i0=3减速箱的传动比i减=i/i0=i1×i2=7.09按浸油深度要求推荐高速级传动比：一般i1=（1.1~1.2）i2，取i1=1.1*i2。i1*i2=1.1*i22i2=2.5，i1=1.1*i2=2.754.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速(r/min)n0=nm=1440r/minnⅠ=nm/i0=480minnⅡ=nⅠ/i1=174.55r/minnⅢ=nⅡ/i2=69.82r/min2）各轴输入功率（kW）P0=Pd=6.67kWPⅠ=P0×η1=6.67×0.95=6.34kWPⅡ=PⅠ×η2×η3=6.34×0.97×0.98=6.03kWPⅢ=PⅡ×η2×η3=6.03×0.99×0.98=5.85kWPⅣ=PⅢ×η3×η4=5.85×0.98×0.99=5.68kWη1=ηv=0.95,η2=η齿=0.99，η3=η滚=0.98，η4=η联=0.99；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW3）各轴输入扭矩（N.m）T0=9550×Pd/nm=44.24N.mTⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=126.14N.mTⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=329.91N.mTⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=800.16N.mTⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=776.91N.m运动和动力参数结果如下表编号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·mm)传动比效率电机轴14406.6744.2430.95高速轴4806.34126.142.750.97中间轴174.556.03329.912.50.97低速轴Ⅲ69.825.85800.16滚筒轴57.835.62848.04\0.995.设计V带和带轮电动机功率P=6.67KW，转速n=1440r/min传动比i0=31．确定计算功率Pca由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW2.选择V带的带型根据Pca，Nm查图8-11，选A带确定带轮的基准直径dd和验算带速V1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=160mm2）验算带速v，按式（8-13）验算带的速度V=π×n1Dd1/(60*1000)=3.14*160*1440/(60*1000)=12.06m/s又5m/sV25m/s故带速合适3．计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i0*98%*dd1=3*160*98%=470.4mm根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=3.1254.确定V带的中心距a和基准长度Ld1)0.7（dd2+dd1）a02（dd2+dd1）460mma01320mm取a0=500mm2)由式（8-22）计算带所需的基准长度：Ld0=2a0+π/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0=2×500+3.14×660/2+340×340/（4*500）=2094mm查表8-2，选Ld=2000mm，带的修正系数KL=1.033）按式（8-23）计算实际中心距aa=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2094-2000）/2=547mmamin=a-0.015Ld=517mmamax=a+0.03Ld=560mm所以中心距变化范围517~560mm5．验算小带轮上的包角α1α1=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a=180°-(500-160)×57.3°/538=144°90°满足要求7计算带的根数1)计算单根V带的额定功率PrN1=1440r/min，dd1=160mm查表8-4a得，P0=2.73KW查表8-4b得，△P0=0.17KW查表8-5得，Ka=1.03查表8-2得，KL=0.961于是Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（2.73+0.17）*0.91*1.03=2.69KW2)计算V带的根数zz=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73取Z=36.齿轮设计（一）高速级齿轮传动的设计计算输入功率PⅠ=6,34KW，小齿轮转速nⅠ=480r/min齿数比u=3.04，工作寿命10年（每年工作300天），一班制1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料(1)选用直齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73；5）选取螺旋角。初选螺旋角β=15°2.按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d1t≥12321()[]HEdaHKtTuZZu1）确定公式内的各计算数值：（1）试选Kt=1.6（2）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425（3）由图10-26，查的εa1=0.765εa2=0.87εa=εa1+εa2=1.65（4）计算小齿轮传递的转矩T1=126000N.mm(5)由表10-7选取齿宽系数φd=1(6)由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=570Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa（8）计算应力循环次数N1=60njLh=60×480×1×（1×10×300×8）=6.912×108N2=N1／u=2.5×108(9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92(10)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[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.92=322Mpa[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（570+350）／2=460Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t≥12321()[]HEdaHKtTuZZu=69.10mm（2）计算圆周速度V=πd1tn1／60000=π×69.10×480／60／1000=1.74m／s（3）计算齿宽b及模数mntB=φdd1t=1×69.10=69.10mmmnt=d1tcosβ／Z1=（69.10×cos15°）／24=2.78mmh=2.25mnt=6.25mmb／h=11.05（4）计算纵向重合度εβεβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan150=2.045（5）计算载荷系数KKA=1，根据V=1.74m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08；由表10-4，查的KHβ=1.420；由图10-13，查得KFβ=1.35;由表10-3,查得KHα=KFα=1.2K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=d1t3KTK=69.1×36.196.1=72.39mm(7)mn=d1cosβ/Z1=2.78mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn3][2)(cos1221FSaFaYYadZYKtT1）确定计算参数（1）计算载荷系数K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.35＝1.75（2）根据纵向重合度=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875（3）计算当量齿数Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.63Zv2=Z2／cos3β=73／cos315°=75.26（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.60Ysa1=1.595YFa2=2.14Ysa2=1.83(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.90（7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[бF]1=KFN1бFE1／S=0.88×500/1.4=314.29Mpa[бF]2=KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.3Mpa（9）计算YFaYsa1／[бF]并加以比较YFa2Ysa1/[бF]1=2.60×1.595/314.29=0.0132YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601大齿轮的数值大2）设计计算mn365.124241016001.015cos15cos875.01790075.12=2.35mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，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=69.1mm来计算应有的齿数，于是由Z1=d1cosβ／mn=69.1×cos15°／2.5=26.70取Z1=27Z2=uZ1=27×3.04=82.08取Z2=82此时u=Z2/Z1=82／27=3.04在误差范围内4.几何尺寸计算1）计算中心距a=(Z1+Z2)mn／2cosβ=(27+82)×2.5／2／cos15°=141.06mm圆整为141mm2)按圆