大学_机械设计课程设计_二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

0/48机械设计课程设计设计题目:展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器汽车学院院（系）车辆工程专业班级学号设计人指导教师完成日期201年月日1/48一、设计任务书（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目4.设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。设计基础数据如下：工作情况载荷平稳鼓轮的扭矩T（N•m）810鼓轮的直径(mm)360运输带速度V（m/s）0.85带速允许偏差（%）5使用期限（年）5工作制度（班/日）2总体布置：设计任务2/48（三）设计内容：1.电动机的选择与运动参数设计计算；2.斜齿轮传动设计计算；3.轴的设计；4.装配草图的绘制5.键和联轴器的选择与校核；6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写3/48二．传动方案的拟订及说明设计计算：设计计算及说明结果一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运动。（二）选择电动机１，电动机类型选择根据电源及工作及工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。２，选择电动机容量1)工作机所需功率wPkwTnPww825.3955012.4581095502)传动装置总效率4232231式中，21　、为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：滚动轴承99.01＝；圆柱齿轮传动97.02＝；弹性联轴器992.03＝；滑动轴承96.04＝，则0.8620.960.9920.970.9922343322313)所需电动机功率kwkwPPwd44.4862.0825.34)确定电动机额定功率edP根据dedPP，由第二十章表20－1选取电动机额定功率kwPed4３，计算电动机转速可选范围并选择电动机型号为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速可选范围。由表2－1查得二级圆柱齿轮传动比范围60~8'i，则电动机可选转速min/2707~361'rnindkwpw825.3862.044.4dpkwPed5.54/48可见同步转速为750min/r，1000min/r和1500min/r的电动机均符合。进行比较选择，如下表：由表中数据可知三个方案均可行，但方案2传动比比较小，传动装置结构尺寸较小，而且质量合理。因此，可采用方案2，选定电动机型号为Y132M2-6。４，电动机的技术数据和外形，安装尺寸。由表20－1、表20－2查出Y132M2-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。尺寸D=38mm，中心高度H=132mm，轴伸长E=80mm。（三）计算传动装置总传动比和各级传动比１，传动装置的总传动比28.2112.45960wmnni２，分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，故215.1~1.1ii，现取1.1，则的传动比为：两级齿轮减速器高速级83.428.211.1∑1.11ii＝则低速级齿轮传动比为39.483.428.21∑12iii（四）计算传动装置的运动参数１，各轴的转速n（r/min）减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴，min/960Irnnmmin/75.19883.49601IIrinn方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量(kg)总传动比同步满载1Y160M2-85.5750720119152Y132M2-65.5100096084203Y132S-45.5150014406830电动机型号为Y132M1-65/48min/28.4539.475.1982IIIrinn２，各轴的输入功率按电动机额定功率edP计算各轴输入功率，即kWPPed4.40929.04.4401；kWPP4.22597.099.040.4121；kWPP4.0697.099.0225.423；各轴的输入转矩T（N•ｍ）和输出转矩T'(kW)mNnPTmdd17.4496044.495509550mNnPT43.779604.495509550mNnPT01.20375.198225.495509550mNnPT29.85628.4506.495509550汇总如下表：项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速（r/min）96096019945功率（kW）4.444.404.2254.06转矩（N•ｍ）44.1743.77203.01856.29传动比14.834.39效率0.9920.960.966/48三：齿轮设计计算（一）高速级齿轮的设计设计计算及说明结果１．选定齿轮类型、精度、材料及齿数①按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮②运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)③材料：由书表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。两者材料硬度差40HBS。④初选小齿轮齿数201z：大齿轮齿数6.9683.4202z⑤初选取螺旋角14２．按齿面接触强度设计3211)][(12HEHdttZZuuTKd①确定公式内各计算数值a)试选6.1tK。b)由资料1图10-30选取区域系数433.2HZc)由资料1图10-26查得74.01；84.0258.189.0765.021d)由表10-7选取齿宽系数1de)由表10-6查得材料弹性影响系数218.189MPaZEf)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502limg)应力循环次数：910382.1)830052(1960606011hjLnN7/4881086.283.4910382.1212iNNh)由图10-19查得接触疲劳寿命系数95.0,9.021HNHNKKi)接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）MPaSKHHNH54060095.0][1lim11MPaSKHHNH5.52255095.0][2lim22许用接触应力为MPaHHH25.53125.5225402][][][21②计算a)试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得mmmmdt33.42)25.5318.18943.2(83.4183.462.111022.46.123241b)计算圆周速度smndvt/13.210006096033.4210006011c)齿宽b及模数ntmd)mmdbtd33.4233.4211mmzdmtnt05.22014cos33.42cos11mmmhnt62.405.225.225.216.962.433.42hbe)计算纵向重合度59.114tan201318.0tan318.01zdf)计算载荷系数K8/48已知使用系数1AK，根据smv/13.2，7级精度，由图10-8得动载系数1.1VK；由表10-4查得40.1HK；由图10-13查得35.1FK由表10-3查得4.1FHKK故载荷系数16.24.14.11.11HHVAKKKKKg)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10－10a）得mmKKddtt18.496.116.233.423311h)计算模数nm39.22014cos18.49cos11zdmn３．按齿根弯曲强度设计32121][cos2FSaFadnYYzYKTm①确定计算参数a)计算载荷系数08.24.135.11.11FFVAKKKKKb)根据纵向重合度665.1，从图10-28查得螺旋角影响系数88.0Yc)计算当量齿数9.2114cos20cos3311zzV2.10614cos97cos3322zzVd)查取齿形系数：由表10-5查得175.2,724.221FaFaYY查取应力校核系数：由表10-5查得795.1,569.121SaSaYYe)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021FNFNKKf)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001；大齿轮的9/48弯曲疲劳强度极限MPaFE3802g)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10－12）得MPaSKFEFNF57.3034.150085.0][111MPaSKFEFNF86.2384.138088.0][222h)计算大、小齿轮的][FSaFaYY，并加以比较01408.057.303575.1698.2][111FSaFaYY01634.086.238804.1165.2][222FSaFaYY大齿轮的数值大②设计计算mmmn94.10164.058.120114cos88.01022.408.223224对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数mmmn2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径18.491d来计算应有的齿数。于是由86.23214cos18.49cos11nmdz取241z，则92.1152483.412uzz，取1162z。４，几何尺寸计算①计算中心距mmmzzan29.14414cos22)11624(cos2)(21，圆整为mm144②按圆整后的中心距修正螺旋角mmmn2241z1162zmma29.144''10'321310/48''10'321314422)11624(arccos2)(arccos21amzzn因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。③计算大、小齿轮的分度圆直径mmmzdn5.49''10'3213cos224cos11mmmzdn1.239''10'3213cos2*116cos22④计算齿轮齿宽mmdbd5.495.4911圆整后取mmbmmb55,5012⑤大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算mmmddn5.53225.4921a1mmmddn1.243221.23922a2mmchmddanf5.445.225.49)(211mmchmddanf1.2345.221.239)(222⑥结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。(二)低速级齿轮设计计算１．选定齿轮类型、精度、材料及齿数①按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮②运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB1009