机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-1-计算及说明结果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据输送带有效拉力F=4100N输送带工作速度v=0.7m/s（允许误差±5%）输送带滚筒直径d=300mm减速器设计寿命为10年(设每年工作250天，每天工作16小时)3、工作条件两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传输到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上的输送带6三、电动机的选择1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-2-计算及说明结果Pw=1000FV=10008.04000=4.2kw设：η4w————输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间的传动效率；η4w=输送机滚筒轴（ηcy=0.96）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；η01————η01=联轴器效率（ηc=0.99）；（p19，查表3-1）η12————η12=闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）×一对滚动轴承效率ηb=0.99；η23————η12=闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；η34————联轴器效率（ηc=0.99）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；则：η总=η01×η12×η23×η34×η4w=0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96=0.8504Pr=总wP=4.939kw取电动机额定功率Pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速nω=dv60000=2804.13.8060000=54.60r/min由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型Pw=4.2kwη总=0.8504Pr=4.939kwPm=5.5kwns=750r/minY160M2—8i=13.19机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-3-计算及说明结果号为Y160M2—8，其主要数据如下：电动机额定功率Pm=5.5kw电动机满载转速nm=720r/min电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3）电动机轴伸长度E=110mm电动机中心高H=160mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=nnm=60.54720=13.19由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12=.3i1=19.13.31=4.14低速传动比i23=12ii=14.419.13=3.19传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=955000nP=9550×7503.76=62.89N·m1轴（减速器高速轴）：i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91N·Mn1=750r/minp1=3.73kwT1=49.41N·mn2=173.89r/minP2=3.58kwT2=196.47N·mn3=54.60r/minp3=3.44kw机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-4-计算及说明结果n1=010in=1750=750r/minp1=p0η01=4.94×0.99=4.89kwT1=T0i01η01=62.89×1×0.99=62.26N·m2轴（减速器中间轴）：n2=121in=14.4750=173.89r/minP2=p1η12=4.89×0.9603=4.70kwT2=T1i12η12=62.26×4.14×0.9603=247.52N·m3轴（减速器低速轴）：n3=232in=19.3173.89=54.60r/minp3=p2η23=4.70×0.9603=4.51kwT3=T2i23η23=247.52×3.19×0.9603=758.24N·m4轴（滚筒轴）n4=343in=154.60=54.60r/minp4=p3η34=4.51×0.9801=4.42kwT4=T3i34η34=758.24×1×0.9801=743.15N·m上述计算结果和传动比效率汇总如下：轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42转矩T(N·m)62.8962.26247.52758.24743.15两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.143.191T3=600.93N·mn4=54.60r/minp4=3.27kwT4=571.12N·mHBS=230~250HBS=190~210NF1=8.64×108NF2=2.09×108YN1=0.9YN2=0.93机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-5-计算及说明结果传动效率η0．990.96030.96030.9801六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理HBS=230~250大齿轮选用45钢，调质处理HBS=190~210（2）确定许用弯曲应力：①弯曲疲劳极限应力由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σFlim2=220MPa②寿命系数应力循环次数NF1=60jHn1t=8.64×108NF2=60jHn2t=2.09×108由图13-10YN1=0.9YN2=0.93③应力修正系数由标准规定，Yst=2④最小安全系数由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25⑤许用弯曲应力由试（13-8）MPaSYYFSTNFF36025.129.0250lim11lim1[σF2]=327.36MPa[σF1][σF2],[σF]=[σF2]=327.36MPa（3）许用接触应力计算由机械设计图13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得：两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮σHlim1=580MPa大齿轮σHlim2=550MPa应力循环次数Yst=2SFlim=1.25[σF1]=360MPa[σF2]=327.36MPaNH1=8×108NH2=2.09×108ZN1=0.92ZN2=0.96SHmin=1[σH1]=533.6MPa[σH2]=528MPa[σH]=528MPaK=1.2φd=0.9机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-6-计算及说明结果NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×108NH2=60jHn1t=60×1×173.89×250×5×16=2.09×108由图13—14得ZN1=0.92ZN2=0.96由表13—4得最小安全系数失效概率低于1/100,SHmin=1则需用接触应力为：[σH1]=Hlim1N1Hlim1SZ=10.92580=533.6MPa[σH2]=Hlim2N2Hlim2SZ=10.96528=528MPa[σH1][σH2],[σH]=[σH2]=528MPa（4）按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数设齿轮按8级精度制造由表13—2，取K=1.2②齿宽系数齿轮相对于轴承非对称布置由表13—6，软齿面取φd=0.9由式13—15，φa=1u2d=114.40.92=0.35③弹性系数由表13—5，ZE=189.8④节点区域系数初设螺旋角β=12°由图13—12，ZH=2.46⑤重合度系数取Z1=22，Z2=iZ1=22×4.14=91.08，取Z2=91i=u=2291=4.1363（误差0.1%5%，在5%允许范围内）端面重合度由式13—19cos112.388.121ZZaφa=0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Zε=0.776Zβ=0.989mn=2mm机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-7-计算及说明结果cos9112212.388.1=1.66149.1tan221Y得：εα=1.66,Yβ=1.49由式13—24，Zζ=1=6.611=0.776⑥螺旋角系数由式13—25，Zβ=0.989⑦设计中心距由式13—13，a≥（u±1）×3HHEa][ZZZZuKT500）（=(4.14+1)×325280.9890.782.46189.84.180.3549.411.2500）（=101.19mmmn≥21cos2zz=751.1912212cos19.1012取mn=2mm重求中心距a=cos2)(m21nzz=12cos2)9122(2=115.52mm圆整中心距，取a=118mm调整ββ=cos-1[azzmn2)(21]=cos-1[1182)9122(2]=16.738°（5）确定齿轮参数与尺寸齿数：z1=22，z2=91；a=118mmβ=16.738°d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mm[σF1]机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-8-计算及说明结果模数：mn=2mm确定实际齿数比：136.4229121ZZu分度圆直径：d1=cos1zmn=738.16cos222=45.950mmd2=cos2zmn=738.16cos912=190.052mm确定齿宽：b=b2=aφa=118×0.35=41.3mm取b=b2=45mmb1=b2+5=45+5=50mm（6）验算齿轮弯曲强度由表13—4、式13—8得MPaSYYFSTNFF36025.1/29.0250lim1lim1同理可得：[σF2]=327.36MPa①当量齿数zv1=31cosz=6.7381cos223=25.05(按25查表)zv2=32cosz=16.738cos933=103.36（按150查表）②齿形系数YFa和修正系数YSa由表13—3，YFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.14YSa2=1.83③重合度系数Yε由式13—19cos112.388.121ZZa=1.62713.075.025.0aY=360MPa[σF2]=327.36MPaYFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.14YSa2=1.83Yε=0.713Yβ=0.88σF1=59.88MPa[σF1]机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器-9-计算及说明结果④螺旋角系数查图13—17，取Yβ=0.88⑤校核弯曲强度σF1=YYYmbdKT20001Fan1=8.8013.702.622950.454541.491.22000=59.88MPa[σF1]同理，σF2=64.803MPa[σF2]两齿轮弯曲强度足够2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算(1)确定第二级齿轮相关系数根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：n2=n1/i1=720/4.136=174.08r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188r/minn3=174.08/3.188=54.60r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理HBS=230~250大齿轮选用45钢，调质处理HBS=190~210（3）确定许用弯曲应力：①弯曲疲劳极限应力由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大