机械设计课程设计系列__兰州交通大学__二级斜齿圆

兰州交通大学尚德、励志、博学、笃行机械设计专业课程设计说明书设计题目：二级展开式斜齿轮减速器学生姓名：（本人签名）学生学号：20050601学院机构：机电工程学院专业班级：2目录设计任务书……………………………………………………………1传动装置总图……………………………………………………………………2设计要求…………………………………………………………………………3已知条件…………………………………………………………………………一、电动机的选择………………………………………………………………二、分配传动比…………………………………………………………………三、传动装置的运动和动力参数计算…………………………………………四、传动零件的设计计算………………………………………………………五、轴的结构设计及强度计算……………………………………………………（一）输入轴结构设计和强度计算………………………………………（二）中间轴的结构设计…………………………………………………（三）输出轴的结构设计…………………………………………………六、轴承寿命校核计算……………………………………………………………七、平键的强度校核……………………………………………………………八、箱体的基本参数………………………………………………………………设计小结……………………………………………………………………………参考资料……………………………………………………………………………设计任务书1.传动装置总图32.设计要求：1）选择电动机类型和规格；2）设计减速器和开式齿轮传动；3）选择联轴类型和型号；4）绘制减速器装配图和零件图；5）编写设计说明书。3.已知条件1）输送机主轴功率P＝4Kw，输送机主轴转速n＝110r/min；2）输送机效率ηf＝0.96，齿轮搅油效率ηf＝0.98；3）工作情况单向转速，连续工作，工作平稳；η3z2η2工作机η2z4电动机z1η2η1z3η4η312345671:齿轮1（高速轴）2:齿轮2（中速轴从动轮）3、7:联轴器4：工作机5：齿轮（低速轴）6：齿轮3（中速轴主动轮)8:电动机IIIIIInInIIInII44）机械公用输送散装物料，如砂、灰、谷物、煤粉等；5）运动要求输送机主轴转速误差不超过0.07；6）使用寿命5年，每年300天，每天8小时；7）检修周期半年小修；两年大修；8）生产批量中批生产；9）生产厂型中小型械制造厂。5项目内容及计算说明：计算结果：一、电动机的选择：1）输送机主轴效率功率：w7.366PKw2）输送机主轴转速：110wnr/min3）传动装置总效率：①选取弹性柱销联轴器效率：0.9925联刚性联轴器效率：0.99联圆柱齿轮效率：97.0锥轴承效率：99.0承滚筒效率：96.0f②总效率：42a承弹联1刚联筒齿420.9930.970.960.970.99=0.8534）电动机输出功率：d7.31PKw取P为11Kw选择电动机型号为:Y132M-4型三相异步电动机,同步转速01500nr/min，异步转速1440nr/min。w7.366PKww1500nr/min0.993弹联0.96筒0.98承0.99刚联0.82ad7.31PKw6二、分配传动比：1.估算传动装置的总传动比：15002560wnin总2.根据公式：12niiii总试分配传动比：第一级齿轮传动：15.81i第二级齿轮传动：24.3i则：124.35.325ii三、传动装置的运动和动力参数计算：1.计算各轴转速：11500nnr/min121500258.25.81nnir/min23260nnir/min3460601nni开r/min2.计算各轴输入功率：17.36660.99257.31dPP联Kw2117.310.99250.977.02jPP承柱Kw3227.020.97PP承齿6.74Kw43426.740.990.97fPP承齿6.4725i总15.81i24.3i合适！11500nr/min2258.2nr/min360nr/min460nr/min17.31PKw27.02PKw36.74PKw46.47PKw72.计算各轴输入转矩：1117.36669550955046.91500PTnNm2229550259.72PTnNm33395501072.46PTnNm44495501029.88PTnNm将上述结果列于表中：轴号转速n功率P转矩T11500r/min7.31Kw46.55Nm2258.72r/min7.02Kw259.72Nm360r/min6.74Kw1072.46Nm460r/min6.47Kw1029.88Nm四、传动零件的设计计算：（一）斜齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算：1.选择齿轮的材料：小齿轮选用40Cr表面淬火大齿轮选用45表面淬火许用接触应力［H］由式［H］=NHHZSminlim确定齿轮精度等级，按311m)022.0~013.0(nPnv估计齿宽中点分度圆上的圆周速度686.3mvm/s。查表取：146.9TNm2259.72TNm31072.46TNm41029.88TNm55HRC47HRCHBSⅡ组公差8级8小轮大端分度圆1d由式：3211)][(12HHEdZZZuuKTd计算：齿宽系数d按齿轮相对轴承为非对称布置：小轮齿数1Z在推荐值40~20中选：大轮齿数2Z215.8121122ZiZ齿数比u21/5.81uZZ传动比误差uu/uu/在4%范围内，小轮转矩1T载荷系数KKKKKKVA使用系数AK查表得：动载荷系数VK查得：齿向载荷分布系数K齿间载荷分布系数K由推荐值2.1~0.1载荷系数K的初值tK1.12.11KKKKKVAt弹性系数EZ查表得：节点影响系数HZ查表得：许用接触应力][Hminlim/][HNHHSZ接触疲劳极限limH接触寿命系数NZ应力循环次数N由式：)83505(1970606011hjLnN4.1/10148.8/812uNN则：查表得1NZ，2NZ（不允许有点蚀）硬化系数WZ查表得：接触安全系数HS查表得：则：1/1700][1H1/05.1500][2Hd=0.4121Z2122Z合适！29605.2071TNm1AK2.1VK1.1KK=1.171.1tK28.189mmNZE5.2HZ7001limHN/mm25502limHN/mm28110148.8N821082.5N11NZ05.12NZ1WZ1minHS700][1HN/mm25.577][2HN/mm29故：1d的值为：3214.114.1)5.57787.05.228.189(8.007.49233452.12td齿轮模数m11/1.23mdZ圆整：小轮分度圆直径1d为：1132163dmZ大轮分度圆直径2d223122366dmZ标准中心矩：12()2202mZZa齿宽188dbd大轮齿宽bb2小轮齿宽)10~5(21bb3.齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式][211FaSaFFYYYmbdKT齿形系数aFY查表得：小轮1aFY大轮2aFY应力修正系数aSY查表得:小轮1aSY大轮2aSY重合度系数Y由式许用弯曲应力][FxNFFFYYSlim][弯曲疲劳极限应力limF查表得：弯曲寿命系数NY查表得：尺寸系数xY查表得：安全系数FS查表得：55.851dmm3m63tdmm2366dmm220a90bmm290bmm195bmm12.72FaY22.15FaY11.52SaY21.81SaYlim1280FN/mm210则：1lim111[]/373.3FFNxFYYS2lim222[]/426.67FFNxFYYS所以：1F1[]F2F2[]F4.齿轮的其他基本几何参数与结构图模数m齿数1Z，2Z压力角齿顶高系数*ah顶隙系数*c传动比i分度圆直径d齿顶高ahmhhaa*齿根高fhmchhaf)(**齿全高hfahhh齿顶圆直径adaahdd211aahdd222齿根圆直径fdffhdd211ffhdd222基圆直径bdddbcos齿距pmp齿厚、槽宽es,2/pes顶隙cmcc*中心距a齿宽b（二）直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算：lim2320FN/mm2121NNYY1xY1.5FS1[]373.3FN/mm22[]426.67FN/mm2齿根弯曲强度足够3m121Z，2122Z0201*ah25.0*c5.81i163dmm2366dmm3ahmm3.75fhmm111.选择齿轮的材料：查表：小齿轮选用40Cr调质小齿轮选用45调质2.按齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮精度等级，按312)022.0~013.0(nPnvt，估取圆周速度4tvm/s。查表取：小轮大端分度圆直径1d由式：3211)][(12HHEdZZZuuKTd计算：齿宽系数d按齿轮相对轴承非对称布置，取：小轮齿数1Z在推荐值40~20中选：大轮齿数2Z214.32399ZiZ齿数比u21/60/254.3uZZ传动比误差uu/uu/误差在4%范围内：小轮转矩1T载荷系数KKKKKKVA使用系数AK查表得：动载荷系数VK值查得：齿向载荷分布系数K查表：齿向载荷分布系数K由0及式cos)]11(2.388.1[21ZZ69867.1)]601251(2.388.1[取：载荷系数K的初值tK1.11.12.11tK弹性系数EZ查表得：节点影响系数HZ（)0,021xx查表得：6.75hmm169admm2372admm155.5fdmm2362.25fdmm1217.8bdmm2343.92bdmm7125.4esmm75.0cmm220amm190bmm295bmm1220HBSHBS2260HBSHBSⅡ组公差8级122/8.189mmNZE重合度系数Z（0）查表得：许用接触应力][HHWNHHSZZ/][lim接触疲劳极限应力limH应力循环次数)83505(185714.69260601hnjLN4.2/1082.5/812uNN则：查表得接触寿命系数1NZ2NZ（不允许有点蚀）:硬化系数WZ查表得：接触强度安全系数HS按一般可靠度查1.1~0.1minHS取：1/11700][1H1/105.1550][2H故：1d的值为：齿轮模数mmmZdmt8848.425/1199.122/11圆整：小轮分度圆直径的值为：1132369dmZ大轮分度圆直径2d22499396dmZ中心距a2)6025(32)(21ZZma齿宽3824.44478.558.0min1tddbmm大轮齿宽bb2小轮齿宽)10~5(21bb3.齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式8.0d123Z299Z4.2u合适！13.648661TNmm1AK2.1VK1.1K1.1K452.1tK5.2HZ87.0Zlim1550HN/mm2lim2700HN/mm