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机械设计课程设计1机械设计课程设计任务书专业机械设计制造及其自动化班级制造081设计者_徐康民_学号201080246设计题目：带式输送机传动装置___②________设计（①二级直齿圆柱齿轮减速器；②二级斜齿圆柱齿轮减速器；③二级圆锥--圆柱齿轮减速器；④一级蜗杆减速器）。设计带式输送机传动系统。采用两级圆柱齿轮减速器的传动系统参考方案（见图）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。原始数据：输送带有效拉力F=__4000_________N输送机滚筒转速n=___40________r/min（允许误差±5%）输送机滚筒直径D=____400_______mm减速器设计寿命为10年。工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。设计任务：1、减速器装配图1张（0号或1号图纸）；2、零件图2张（大齿轮，输出轴）3、设计计算说明书1份设计期限：2011年01月03日至2011年01月14日颁发日期：2011年01月03日机械设计课程设计2设计计算说明书1．按照设计要求确定传动方案二级圆柱齿轮减速器传动选择展开式2．选择电动机1）电机类型：推荐Y系列380V，三相异步电动机2）选择电动机功率Ped设：工作机（卷筒）所需功率PW卷筒效率ηW电机至卷筒轴Ⅲ的传动总效率ηa（减速器效率）电机需要的功率Pd计算如下：Pd＝PWηaηW≤Ped式中PW=F∙V1000⁄（KW）V=πDn60×1000（ms⁄）ηa＝η轴承3∙η齿轮2∙η联轴器2ηw＝η轴承∙η卷筒ηη轴承＝{滚子=0.98球=0.99η齿轮＝0.97η联轴器＝0.99~0.995η卷筒＝0.96现算出Pd＝PWηaηW＝3.94KW查手册取Ped＝4KW机械设计课程设计3设计计算、简图及说明结果对于Ped＝4KW的电动机型号有：型号Y112M-2Y132M1-6Y112M-4Y160M1-8同步转速3000(r∙min−1)⁄1000(r∙min−1)⁄1500(r∙min−1)⁄750(r∙min−1)⁄满载转速2890(r∙min−1)⁄960(r∙min−1)⁄1440(r∙min−1)⁄720(r∙min−1)⁄3）确定电动机转速nd已知卷筒转速n＝40rmin⁄二级减速器的总传动比合理范围是ia＝8~25，所以，电动机转速为nd＝ia∙n＝(8~25)n＝320~1000rmin⁄，该范围内转速有750rmin⁄，1000rmin⁄方案电机型号Ped同步转速满载转速电动机质量(㎏)参考价减速器传动比ia1Y132M1-64KW1000960242Y160M1-84KW75072018通过比较得知：1号方案较好，其重量轻，价格便宜，传动比适中。选择Y132M1-64）分配减速器传动比ia按浸油润滑条件考虑，取高速级传动比i1＝1.3∙i2由ia＝1.3i2∙i2＝1.3∙i22∴i2＝√ia1.3⁄i1＝iai2⁄{i2=√ia1.3⁄=4.3i1=iai2⁄=5.6i1=5.6i2=4.3机械设计课程设计4设计计算、简图及说明结果5）运动参数计算设nI，nII，nIII---分别为I，II，III轴的转速(rmin⁄)TI，TII，TIII---分别为I，II，III轴的输入扭矩(N∙㎜)PI，PII，PIII---分别为I，II，III轴的输入功率(KW)转速：{n1=nedn2=n1i1⁄n3=n2i2⁄各轴功率：{P1=Pd∙η联轴器P2=P1∙η轴承∙η齿轮P3=P2∙η轴承η齿轮P卷=P3∙η轴承η联轴器各轴扭矩：{T1=Td∙η联轴器T2=T1∙i1∙η轴承η齿轮T3=T2∙i2∙η轴承η齿轮T卷=T3∙η轴承η联轴器将计算结果列成表格以便查找轴号功率P（KW）扭矩T（N∙㎜）转速传动比效率电机轴3.943.919×1049605.64.3I轴3.93.880×104960II轴3.752.087×105171.4III轴3.68.618×10540卷筒3.538.447×105401.1.6传动零件计算斜齿轮要计算的参数a1，a2，mn12，mn34；z1，z2，z3，z4；b1，b2，b3，b4；β12，β34，dai，dfi，di（i＝1~4）机械设计课程设计5设计计算、简图及说明结果高速级齿轮的计算：1．选择齿轮材料考虑到该减速器的功率不大，故大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=z1∙i1=25×5.6=140，按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数φd=1.0；初选螺旋角β＝13°大、小齿轮均为45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS；7级精度；z1=25，z2=140，φd=1.0；β＝13°2．按齿面接触疲劳强度设计d1t≥√2kT1φd∙u±1u(ZHZEZεZβ[σH])3⑴确定公式中各参数1）载荷系数试选Kt＝1.52）小齿轮传递的扭矩T1T1＝3.880×104N∙㎜3）材料系数ZE查表6.3得ZE=189.8√MPa4）大小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1、σHlim2机械设计课程设计6设计计算、简图及说明结果按齿面硬度查图6.8得σHlim1＝600MPa、σHlim2＝560MPa5）应力循环次数N1=60n1jLh=60×960×1×10×250×16=2.304×109N2=N1i1⁄=4.114×1086）接触疲劳寿命系数KHN1、KHN2查图6.6得KHN1＝0.91，KHN2＝0.967）确定许用接触应力[σH1]、[σH2]取安全系数SH＝1[σH1]＝KHN1σHlim1SH⁄＝0.91×600MPa[σH2]＝KHN2σHlim2SH⁄＝0.96×560MPa[σH1]＝546MPa[σH2]＝537.6MPa⑵设计计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t取[σH]＝([σH1]+[σH2])2⁄＝541.8MPa，ZH=2.44，Zε＝0.8，Zβ＝√cosβ＝√cos13°＝0.987d1t≥√2×1.5×3.880×1041×5.6±15.6×(2.44×189.8×0.8×0.987541.8)232）计算圆周速度vv＝πd1tn160×1000＝π×39.68×96060×1000ms⁄3）计算载荷系数Kd1t＝39.68㎜v＝1.99ms⁄机械设计课程设计7设计计算、简图及说明结果查表6.2得使用系数KA＝1；根据v＝1.99ms⁄、7级精度查图6.10得动载系数Kv＝1.07；查图6.13得Kβ＝1.15则K＝KAKvKβ＝1×1.07×1.15=1.23054）校正分度圆直径d1T由式（6.14），d1T＝√KKt⁄3＝39.68×√1.23051.5⁄3㎜KA＝1Kv＝1.07Kβ＝1.15K＝1.2305d1T＝37.145㎜⑶计算齿轮传动的几何尺寸1）计算模数mn12mn12＝d1Tcosβz1＝37.145×cos13°25＝1.45，按标准取模数mn12＝1.5㎜2）中心距a1a1＝mn122cosβ(z1+z2)=1.52cos13°×(25+140)=127㎜3）螺旋角β12β12=arccosmn12(z1+z2)2a1＝arccos1.5×(25+140)2×128(°)4）两轮分度圆直径d1、d2d1＝mn12z1cosβ＝1.5×25cos14°48′36㎜d2=mn12z2cosβ=1.5×140cos14°48′36㎜5）齿宽b1、b2b=φdd1=1×38.79㎜=38.79㎜b1=b+(5~10)㎜mn12＝1.5㎜圆整为a1＝128㎜β12=14.81°=14°48′36d1＝38.79㎜d2=217.22㎜取b2=40㎜，机械设计课程设计8设计计算、简图及说明结果6）法面齿顶高系数han∗=1，法面顶隙系数cn∗=0.257）齿顶高haha=mn12han∗=1.5㎜8）齿根高hfhf=mn12(han∗+cn∗)=1.875㎜9）齿顶圆直径da1da1=d1+2ha=41.79㎜10）齿根圆直径df1df1=d1−2hf=35.04㎜11）齿顶圆直径da2da2=d2+2ha=220.22㎜12）齿根圆直径df2df2=d2−2hf=213.47㎜b1=45㎜han∗=1，cn∗=0.253．校核齿根弯曲疲劳强度由式（6.19），σF=2KT1bdmn12YFaYSaYεYβ≤[σF]⑴确定公式中各参数值1）大、小齿轮的弯曲疲劳极限σFlim1、σFlim2查图6.9取σFlim1＝240MPaσFlim2＝220MPa2）弯曲疲劳寿命系数查图6.7取KFN1、KFN2查图6.7取KFN1＝0.885、KFN2＝0.9053）许用弯曲应力[σF1]、[σF2]取定弯曲疲劳安全系数SF=1.4，应力修正系数YST＝2，得[σF1]=KFN1YSTσFlim1/SF＝0.885×2×240/1.4MPa[σF2]=KFN2YSTσFlim2/SF=0.905×2×220/1.4MPa4）齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2根据当量齿数zv1=z1/cos3β=25/cos314°48′36＝27.67zv2=z2/cos3β=140/cos314°48′36＝154.93σFlim1＝240MPaσFlim2＝220MPa机械设计课程设计9设计计算、简图及说明结果由表6.4查取齿形系数和应力校正系数5）计算大小齿轮的YFaYSa[σF]并加以比较YFa1YSa1[σF1]=2.55×1.61303.43=0.0135YFa2YSa2[σF2]=2.14×1.83284.43=0.01386）重合度系数Yε及螺旋角系数Yβ取Yε=0.7，Yβ=0.86（2）校核计算σF2=2×1.2305×3.88×10440×217.22×1.5×2.14×1.83×0.7×0.86=17.27MPa≤[σF2]σF2=17.27MPa≤[σF2]弯曲疲劳强度足够低速级齿轮的计算1．选择齿轮材料考虑到该减速器的功率不大，故大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z3=40，大齿轮齿数z4=z3∙i2=40×4.3=172，按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数φd=1.0；初选螺旋角β＝13°大、小齿轮均为45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS；7级精度；z3=40，机械设计课程设计10设计计算、简图及说明结果z4=172，φd=1.0；β＝13°2．按齿面接触疲劳强度设计d3t≥√2kT3φd∙u±1u(ZHZEZεZβ[σH])3⑴确定公式中各参数1）载荷系数试选Kt＝1.52）小齿轮传递的扭矩T3T3＝8.618×105N∙㎜3）材料系数ZE查表6.3得ZE=189.8√MPa4）大小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim3、σHlim4按齿面硬度查图6.8得σHlim3＝600MPa、σHlim4＝560MPa5）应力循环次数N3=60n2jLh=60×171.4×1×10×250×16=4.114×108N4=N3i2⁄=9.567×1076）接触疲劳寿命系数KHN3、KHN4查图6.6得KHN3＝0.96，KHN4＝0.977）确定许用接触应力[σH3]、[σH4]取安全系数SH＝1[σH3]＝KHN3σHlim3SH⁄＝0.96×600MPaKt＝1.5[σH3]＝576MPa机械设计课程设计11设计计算、简图及说明结果[σH4]＝KHN4σHlim4SH⁄＝0.97×560MPa[σH4]＝543.2MPa⑵设计计算1）试算小齿轮分度圆直径d3t取[σH]＝([σH3]+[σH4])2⁄＝559.6MPa，