广西科技大学机械设计课程设计5

机械设计课程设计计算说明书题目分流式二级圆柱齿轮减速器指导教师院系汽车与交通学院班级车辆121学号2012002050姓名完成时间目录一．设计任务书………………………………二、传动方案拟定…………….……………………………….三、电动机的选择……………………………………….…….四、计算总传动比及分配各级的传动比………………………五、运动参数及动力参数计算…………………………………六、传动零件的设计计算………………………………………七、轴的设计计算………………………………………………八、滚动轴承的选择及校核计算………………………………九、键联接的选择及计算………………………………………十、联轴器的选择………………………………………………..十一、润滑与密封…………………………………………………..十二、参考文献…………………………………………………十三、附录（零件及装配图）………………………………计算及说明结果一.设计任务书1.已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；2）使用折旧期：8年3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V;5）运输带速度允许误差：±5％；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2.设计数据题号10运输带工作拉力F/N:4800运输带工作速度V（m/s）：1.25卷筒直径D(mm)：5003.传动方案二级分流式圆柱齿轮减速器4.设计内容1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；'hL=38400hF=4800NV=1.25m/sD=500mm分流式二级圆柱齿轮减速器计算及说明结果3）传动系统中的传动零件设计计算；4）绘制减速器装配图装配图1张（A0）;5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2）二．系统总体方案设计输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，再经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动计算及说明结果三．电动机的选择1选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2选择电动机的容量1）滚筒所需功率wP：wP=FV/1000=4800×1.25/1000=6kw卷筒的转速wn2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为η：η=1*32*23*3w=0.8607其中1是齿轮效率，2是联轴器效率，3是滚动轴承效率，w是滚筒的效率，1=0.97，2=0.991，3=0.99w=0.963）确定电动机的额定功率edP电动机的输出功率为dPdP=wP/η=6/0.8607=6.971kw所以选择电动机的额定功率edP=7.5kw3、选择电动机的转速970r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为12iii=8～60则总传动比可取8至60之间则电动机转速的可选范围为'1dn=8wn=8×57.32=458.56r/min'2dn=60wn=60×57.32=3439.2r/minwP=6kwwn=48r/minη=0.8607dP=6.971kwedP=7.5kw电动机型号为Y160M-6满载转速nm：970r/min额定功率：7.5kW计算及说明结果4．电动机的选择及技术参数综合经济型及材料的考虑，选择电动机型号:Y160M-6满载转速nm：970r/min额定功率:7.5kW四．总传动比确定及各级传动比分配1计算总传动比满载转速nm=970r/min；总传动比i=nm/wn=970/48=20.22分配各级传动比高速级的圆柱传动比高速级的圆柱齿轮传动比1i，则低速级的圆柱齿轮的传动比为2i=1i=4.49i=20.21i=4.492i=4.49计算及说明结果五．计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速从电动机到工作机有三轴，分别为高速轴为轴Ⅰ，中间轴为轴Ⅱ，低速轴为轴Ⅲ。nⅠ=nm=970r/minnⅡ=nⅠ/i1=216.04r/minnⅢ=nⅡ/i2=48.11r/min解得卷筒速度在输送带速度允许误差为±5％范围内2计算各轴输入功率PI=7.5×0.991=7.4325kwPII=7.4325×0.99×0.97×0.97=6.923kwPIII=6.923×0.99×0.97=6.648kw3各轴转矩9550IIIPTn=9550×7.4325/970Nm=73.18Nm9550IIIIIIPTn=9550×6.923/216.04Nm=306.068Nm9550IIIIIIIIIPTn=9550×6.648/48.11Nm=1319.686Nm轴的运动及动力参数项目电动机高速级轴I中间轴II低速级轴III转速（r/min）970970216.0448.11功率（kw）7.57.43256.9236.648转矩(Nm)73.84073.18306.0681319.686nⅠ=970r/minnⅡ=216.04r/minnⅢ=48.11r/minIP=7.4325kwIIP=6.923kwIIIP=6.648kwTI=73.18N.mTII=306.068N.mTIII=1319.686N.m计算及说明结果六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计1）选择材料、精度及参数a.，选用斜齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度c.材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为44HRC，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为44HRC.d.初选小齿轮齿数1Z=23，则大齿轮齿数2Z=23×4.49=1041u=4.49e.初选螺旋角β=15°f.选取齿宽系数d：d=12）按齿面接触强度设计按下式试算21131121tHEtdaHkTuZZdu①1）确定公式内的各计算数值a.试选1tk=1.3b.分流式小齿轮传递的转矩1T=TI/2=36.59Nmmc.查图表（P217图10-30）选取区域系数HZ=2.432（表10-6）选取弹性影响系数EZ=189.812MPad.由（10-21）计算：e.许用接触应力1H=750MPa，2H=750MPa则H=（1H+2H）/2=750MPaf.由式β=15°d=11tk=1.3T1=36590N.mmHZ=2.4321H=750MPa，2H=750MPaH=750MPa计算及说明结果N=60njhL②计算应力循环次数1160hNnjL=2.235×10*921/4.80NN=4.470×10*82）计算a.按式①计算小齿轮分度圆直径1td=35.742mmb.计算圆周速度111/601000tVdn=3.14×35.742×970/（60×1000）m/s=1.82m/sc.计算齿宽b及模数ntmb=d1td=1×35.742mm=35.742mmd.计算纵向重合度=d1Ztanβ/3.14=1.962e.计算载荷系数K使用系数AK=1，根据1V=1.82m/s，8级精度查图表（图10-8）得动载系数vK=1.03查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数Kha=1.4,由公式查图表（图10-13）得1FK=1.311由式AVHHKKKKK④N1=2.235×10*92N4.470×810V=1.82m/s=b=35.742mm=1.667AK=1.25vK=1.075计算及说明结果得载荷系数1K=1.890f.按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式3ttKddK=40.493mmg.计算模数1nm1nm=1dcosβ/1Z=40.493×cos15/23mm=1.701mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计按式21112112cosFSndFKTYYYmZ计算1）确定计算系数a.计算载荷系数试选载荷系数Kft=1.3b.由（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。εαv=1.743,βb=14.076°所以Yε=0.680，Yβ=0.755c.计算当量齿数Zv1=25.52Zv2=115.40d.查取齿形系数查图（10-17）1FY=2.61，2FY=2.11e.查取应力校正系数查图（10-18）1SY=1.6，2SY=1.83f.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.89，2FNK=0.93。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=380MPa，由式1K=1.890d1=40.493mm1nm=1.701mmKft=1.3Y=0.755Zv1=25.52Zv2=115.401FY=2.612FY=2.111SY=1.62SY=1.83S=1.41FNK=0.892FNK=0.93计算及说明结果limNKS⑦得1=0.89×500/1.4=317.86MPa2=0.93×380/1.4=252.43MPag.计算大小齿轮的FSFYY并加以比较111FSFYY=2.61×1.6/500=0.0131222FSFYY=2.11×1.83/380=0.0153数值大取最大值为0.01532）设计计算齿轮模数mn=1.382mm由以上计算结果，取1nm=1.5，按接触疲劳强度得的分度圆直径1d=计算应有的齿数11cos/nZdm=40.493×cos15/1.5=26.08取1Z=27，则211ZuZ=4.49×27=121.23取Z2=121，两者互为质数。（4）几何尺寸计算1）计算中心距a=114.916mm,将中心距减少圆整为115mm2）计算大小齿轮的分度圆直径111/cosndZm=41.959mm1FE=500Mpa1FE=380MPa1=317.86Mpa2=252.43MPa111FSFYY=0.0131222FSFYY=0.01531nm=1.51Z272Z1211a115mm螺旋角=15.156°1d41.959mm计算及说明结果221/cosndZm=121×1.5/cos15.156°=188.0413）计算齿轮宽度11dbd=1×41.96mm=41.96mm圆整后取1B=47mm，2B=42mm2.低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a.按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b.选用8级精度（GB10095-85）c.材料选择小齿轮：45钢（调质），硬度为44HRC大齿轮：45钢（调质），硬度为44HRCd.初选小齿轮齿数3Z=26，432ZZi=26×4.49=117e.选取齿宽系数2d=1（2）按齿面接触强度设计按下式试算2222332212.32tEtdHKTuZdu⑧1）确定公式内各计算数值a.试选2tK=1.3b.确定小齿轮传递的转矩3IIITT=306068Nm=3.06×510Nmmc.查图表（P表10-6）选取弹性影响系数EZ=189.812MPad.查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限lim3H=1050MPa，lim4H=1050MPae.由式②确定应力循环次数3360hNnjL=4.978×810N4=1.106×810f.查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数2d188.041mmb1=41.96mm1B=47mm2B=42mm8级精度（GB10095-85）小齿轮：45钢（调质）44HRC大齿轮：45钢（调质）44HRC；3Z=26432ZZi=1172d=12tK=