机械设计二级减速器课程设计.

课程设计课程名称：设计题目：班级：学号：姓名：指导教师：完成时间：机械设计二级减速器的设计（1）201207162012071611黄启信杨恩霞哈尔滨工程大学教务处制1机械设计课程设计任务书题目：设计一螺旋输送机驱动装置的二级减速器，如下图所示：1.已知数据2.工作条件两班制工作运送砂石，每班工作8小时，单向运转；螺旋输送机效率为0.92。螺旋轴转矩T/（N·mm）螺旋轴转速n/(r/min)4201403.使用期限及维修间隔使用期限为10年，检修间隔为2年。4.生产批量小批量生产。5.要求完成的工作量（1）设计说明书一份（2）同轴式二级齿轮减速器装配图一张2计算项目及内容主要结果Pw=6.157kW一、选择电动机①选择电动机类型该螺旋输送机驱动的二级减速器用于运送砂石，故灰尘多故采用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机，电压为380V，自扇冷式。②选择电动机的功率已知条件：螺旋轴转矩：T=420N·m=4.2×10N·mmn=140r/min工作机的有效功率:Pw=5T×n（kW）9.55×106解得：Pw=6.157kW从电动机到工作机输送带间的总效率为式中，ηηηη·ηΣ=21·42·234η、η、η、η分别是联轴器、轴承、齿轮传动和螺旋输送机1234的传动效率。由表2-1选取，联轴器选取弹性联轴器：滚动轴承取球轴承：η=0.991η=0.992齿轮传动取8级精度的一般齿轮传动：螺旋输送机的送机效率：计算可得：η=0.973η=0.924ηΣ=0.815ηΣ=0.815所以电动机所需的工作功率为：Pd=Pw6.157==7.555kWηΣ0.815Pd7.555kW3③确定电动机转速'查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比iΣ=8~40，而螺旋输送机的转速为：nw=140r/min所以电动机转速的可选范围为：nw=140r/minnd=nw·nw=（8~40）×140=（1120~5600）r/min符合这一范围的同步转速为1500r/min,3000r/min两种，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min。根据电动机类型、容量和装束，由点击产品目录或有关手册选定电动机型号为：Y132M-4其主要性能如下表：型号额定功率P/kW满载时转速1440电流15.4效率/Φ87功率因数cosΦ0.85额定转矩2.3质量/kgY132M-47.579二、计算传动装置的总传动比，并分配传动比总传动比：i分配传动比：nd144010.29nw140i10.29取：i1i23.21i1i23.214三、计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速：轴nnd1440rmin1轴nn1440449rmin1i13.21n449轴n140rmin1i23.21输出机轴n轴n140rmin1各轴输入功率：轴PPd17.5550.997.480(kW)轴PP237.4800.990.977.183(kW)轴PP237.1830.990.976.898(kW)卷筒轴P卷P216.8980.990.996.761(kW)各轴的输入转矩：电动机轴的输入转矩为:P7.555Td9.55106d9.551065.010104(Nmm)nd1440故：轴TTd15.0101040.994.960104(Nmm)轴TT23i14.9601040.990.973.211.529105(Nmm)轴TT23i21.529100.990.973.214.71310(Nmm)55卷筒轴T卷T214.713100.990.994.61910(Nmm)55将上面结果汇总于表中，以备查用：轴名电机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴螺旋轴功率P/kW7.5557.4807.1836.8986.761转矩T/(Nmm)转速n/(r/min)144014404491401405.010104.960101.529104.7131055444.619105四、传动零件的设计计算1、低速级圆柱直齿轮传动的设计与校核①选择材料、热处理方式、精度等级及齿数选择小齿轮材料45号刚，调质处理，硬度为250HBW；大齿轮材料45号刚，正货处理，硬度为220HBW。齿轮精度为8级。取小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z2i2z13.212477.04，为防止磨损集中在某几个齿上，而造成齿轮过早报废，两齿轮齿数应互质，故取。z124z2775z277②按齿面接触强度设计d1a.确定各参数数值初选载荷系数Kt1.3由表7-5，初选齿宽系数由表7-6，查得弹性系数32KT1du1ZEZHuH2mmd1zE189.8MPa12由图7-12查取节点区域系数zH2.5由图7-18,查得接触疲劳强度极限Hlim1650MPa，Hlim2580MPa；小齿轮应力循环次数：91.510N160n1jLh=6044913501610=大齿轮应力循环次数：N160n1jLh=6014013501610=4.710由图7-19查得接触疲劳系数ZN20.95，ZN21.05（允许局部点蚀）取安全系数8SH1，则：H1ZN1Hlim10.95650617.5MPaSHH2ZN2Hlim2SH1.05580609MPaHH1H2613.25MPa2b.确定传动尺寸初算小分度圆直径d12KT1u1ZEZH3d1tduH2521.31.529103.211189.82.5313.21613.252d1t67.3mm667.3mm圆周速度vdn60100067.34496010001.58m/s6m/sc.精确计算载荷系数K查图7-7得动载荷系数Kv1.13；由表7-2查得使用系数KA1.0；KAFt100N/mmb由表7-3，假设，得齿间载荷分配系数K1.1；由图查取齿向载荷分布系数K1.06（设轴刚性大）;故载荷系数：KKAKvKK1.01.131.11.061.52按K值对修正，即d1d1t3③主要尺寸计算a.确定模数:mK1.5267.3370.92mmK1.3d170.92mmm=3mma=150mmd170.922.96mm，取m=3mm。z124b.中心距:am3(z1z2)（2477）151.5mm，22圆整中心距为5的倍数，取a=150mm。传动比:i2'763.17，i23.213.171.2%5%24i23.21传动比误差在允许范围之内。c.分度圆直径:d1mz132472mm，d2mz2376228mm。d.齿宽:bdd117272mm，取小齿轮齿宽:b175mm，大齿轮齿宽:b270mm。④校核齿根弯曲疲劳强度a.确定各参数由表7-4查取齿形系数和应力校正系数:d172mmd2228mmb175mmb270mm7YF12.65，YS11.58；YF22.24，YS21.75由图7-17查得弯曲疲劳寿命系数:YN10.89，YN20.91由图7-16查表得齿轮弯曲疲劳极限Flim1580MPa，Flim2320MPa取安全系数，计算得许用弯曲应力：F1YN1Flim10.89580SF1.25412.96MPaF2YN2Flim2SFb.验算齿根弯曲强度0.91320232.96MPa1.252KT121.521.529105F1YF1YS12.651.58128.71MPaF1bmd170372F1128.71MPaF2YY2.241.75F1F2S2128.71120.50MPaF2YF1YS12.651.58F2120.50MPa弯曲疲劳强度足够。c.验算KAFt2KATII2×1.0×1.529×105==67.67N/mm100N/mm，合适。bbd170×722、高速级圆柱斜齿轮传动的设计与校核①选择材料、热处理方式、精度等级及齿数选择小齿轮材料45号刚，调质处理，硬度为250HBW；大齿轮材料45号刚，正货处理，硬度为220HBW。齿轮精度为8级。取小齿轮齿数z134，大齿轮齿数z2i2z13.2134109.14，初步选定为取z2110，初选螺旋角16z134z211016②按齿面接触强度设计d13确定各参数数值初选载荷系数Kt1.3；2KT1u1ZEZHduHmm2由表7-5，初选齿宽系数d1；由表7-6，查得弹性系数zE189.8MPa；12由图7-12查取节点区域系数zH2.43；由图7-18,查得接触疲劳强度极限Hlim1650MPa，Hlim2580MPa；小齿轮应力循环次数：8N160n1jLh=60144013501610=4.83×109大齿轮应力循环次数：N160n1jLh=6044913501610=1.50×109由图7-19查得接触疲劳系数ZN10.88，ZN20.95（允许局部点蚀）；取安全系数SH1，则：H1ZN1Hlim10.88650572MPaSHH2ZN2Hlim2SH0.95380551MPaHH1H2561.6MPa2要想计算重合度系数，首先必须计算重合度，当量齿轮的重合度为：H561.6MPav11cos316cos316[1.883.2()]cos[1.883.2()]cos161.702zv1zv234110纵向重合度为：v1.702bsin0.318dz1tan3.091mn3.0911计算重合度系数：因，取1，故Z螺旋角系数：43(1)10.767Z0.767Zcos0.980将上面数据代入：初步求出小齿轮分度圆直径，即：Z0.98092KT1u1ZEZHZZd1t3duH2421.34.960103.211189.82.430.7670.980313.21561.52d1t39.90mm39.90mm圆周速度vdn60100039.9014406010003.01m/s查图7-7得动载荷系数Kv1.06；由表7-2查得使用系数KA1.0；KAFt100N/mm由表7-3，假设b，得齿间载荷分配系数K1.2；由图查取齿向载荷分布系数K故载荷系数：KKAKvKK1.01.171.21.061.49按K值对修正，即：d1d1t3③主要尺寸计算a.计算模数：1.06（设轴刚性大）；K1.4939.90341.76mmK1.3d141.76mmmnd1cos41.76cos161.18mmz134为了防止齿轮太小引起的意外断齿，模数取mn=2mm；b.计算中心距：同低速级中心距相同，a1=150mm；c.计算螺旋角：mn=2mma1=150mmmn(z1z2)2(34110)cos116.261615'36''2a2150cos1与初选值相差不大，