减速器设计

1机械设计课程设计设计计算说明书设计题目:链式传输机传动装置的设计机械工程学院机械维修及检测技术教育专业机检0812班学号：033400811226设计者：杨峰同组成员：柴进、张晓伟、涂云霞、刘忠耀指导教师：王建民、冯志友2010年06月30日天津工程师范学院机械设计教研室2目录机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定…………….……………………………….3二、电动机的选择……………………………………….…….3三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4四、运动参数及动力参数计算………………………….……4五、传动零件的设计计算………………………………….….5六、轴的设计计算………………………………………….....17七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…20八、联轴器的选择及校核计算…………………………….…21九、键联接的选择及计算………..……………………………23十、参考文献…………….……………………………………23十一设计心得…………….……………………………………24计算过程及计算说明一、传动方案拟定3第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据1．链条牵引力：F=6500N2．链速：V=0.3m/s3．链节距：P=140mm4．链轮齿数：Z=75．开式齿轮传动比：i=4.56．每日工作时数：t=16h7．工作年限：y=78．每年工作日：d=3009．载荷中等冲击二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：齿轮啮合效率：η2闭=0.97η开=0.95滚动轴承效率：η轴承=0.99角接触球轴承联轴器效率：弹性套柱销联轴器η弹联=0.99、凸缘联轴器η凸联=1链传动效率：η链=0.95η总=η弹联×η4轴承×η2闭×η凸联×η开×η链=0.99×0.994×0.972×1×0.95×0.95=0.81(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=6500×0.3/1000×0.8075=2.41KW3、确定电动机转速：F=1000NV=0.3m/sP=140mmL=500mmZ=7i=4.5t=16hy=7d=300η总=0.81P工作=2.41KW4计算链轮工作转速：n链=60×1000V/ZP=60×1000×0.3/7×140=18.37r/min推荐的传动比合理范围，取斜齿圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i’a=8~40。开式齿轮传动比I=4.5，则总传动比范围为i=4.5×（8~40）。故电动机转速的可选范围为n’d=i×i’a×n链n电=4.5×（8~40）×18.37=661.32~3306.6r/min根据容量和转速，由参考书查出适用的电动机型号：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1420r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电/n链=1420/18.37=77.32、分配各级伟动比（1）开式齿轮传动比i=4.5，则减速器总传动比i减=i总/i=17.18（2）设减速器中高级和低级传动比为i1,i2则i2=[i减/（1.3~1。5）]1/2=3.38~3.64取i2=3.4∴i1=i减/i2=17.18/3.4=5.05四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1420r/minnII=nI/i1=1420/5.05=281.2(r/min)nIII=nII/i2=281.2/3.4=82.7(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作η弹联η轴承=2.41×0.99×0.99=2.36KWPII=PI×η闭×η轴承=2.36×0.97×0.99=2.27KWPIII=PII×η轴承×η闭=2.27×0.99×0.97=2.18KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.36/1420=15871.8N·mmTII=9.55×106PII/nII电动机型号Y100L2-4i总=77.3i减=17.18i1=5.05i2=3.45=9.55×106×2.27/281.2=77092.8·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.18/82.7=251741.2N·mm五、传动零件的设计计算对第一对闭式斜齿轮计算（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选45钢,调质处理HB270，大齿轮选45钢，正火处理HB200，选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计1）总工作时间th=7×300×16=33600h2）应力循环次数N1=60×n1×j×th=60×1420×1×33600=2.86×109N2=N1/i=2.86×109/5.05=0.566×1093)接触疲劳寿命系数查图14-25ZN1=1ZN2=1.034)接触疲劳强度极限查表14-26σHlim1=630MpaσHlim2=550Mpa5)接触疲劳强度安全系数查表14-7SH=16）许用接触应力[σ]H[σ]H1=ZN1×σHlim1∕SH=1×630∕1[σ]H2=ZN2×σHlim2∕SH=1.03×550∕1=567Mpa2.计算小齿轮直径1）小齿轮传递扭矩T1=9.55×106×PI/n1=9.55×106×2.41/1420=16208.1N·mm2)齿宽系数ψd查表14-6ψd=0.93）工作情况系数KAnI=1420r/minnII=281.2r/minnIII=82.7r/minPI=2.36KWPII=2.27KWPIII=2.18KWTI=15871.8N·mmTII=77092.8N·mmTIII=251741.2N·mmTh=33600hN1=2.86×109N2=0.566×1096查表14-3KA=14）动载荷系数Kv设V＜3m/s8级精度查表14-4Kv=1.0（接触）Kv=1.0（弯曲）5）齿向载荷系数Kβ查表14-14Kβ=⒈076）齿向载荷分配系数Kα取Z1=24Z2=113β=12°εα=〔1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）〕cosβ=〔1.88-3.2×（1/32+1/160）〕cos12°=1.72εβ=b×sinβ/π×mn=ψd×Z1/π×tanβ=(0.8×32/3.14)tan12°=1.73εr=εα+εβ=1.72+1.73=3.54查图14-16kα=1.427)载荷系数K=KA×Kv×Kβ×Kα=1×1.1×1.07×1.42=1．67（接触）K=KA×Kv×Kβ×Kα=1×1.1×0×1.07×1.42=1．67（弯曲）8）弹性系数ZE查表14-5ZE=189.8√Mpa=630T1=16208.1N·mmεα=1.72εβ=1.73εr=3.5479）节点区域系数ZH查表14-19ZH=2.4210）重合度系数Zε因为εβ=1.73﹥1则εβ=1所以Zε=√（1/εα）=√(1/1.72）=0.7611)螺旋角系数ZβZβ=√cosβ=√cos12°=0.9812）计算小齿轮直径d1d1≥³√(ZE×ZH×Zε×Zβ/[σ]H1²×(2kT1/ψd)×(u+1)/u=³√(189.8×2.43×0.77×o.98/567)²2×1.67×16208.1/0.8×(5.05+1)/5.05=31.2mm13）验算圆周速度V=πd1n1/60×1000=3.14×31。2×1420/60×1000=2.32m/s14)确定齿轮主要尺寸中心距a=[d1×(i+1)]/2=[31.2×（5.05+1）]/2=94.38mm取a=98mm实际分度圆直径d1=2×a/(i+1)=2×98/(5.05+1)=32.4mm端面模数mt和法面模数mnK=1．67（接触）K=1．67（弯曲）Zε=0.76Zβ=0.98n2=281.2r/minV=2.32m/s8mt=d1/z1=32.4/32=1.0125mm取mn=1螺旋角ββ=arccos(mn/mt)=arccos1/1.0125=11.36°与初估值相符验算重合度系数Zεεβ=ψd×Z1×tanβ/π=0.8×32×tan11.36°/3.14=1.641εα=〔1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）〕cosβ=〔1.88-3.2×（1/32+1/160）〕cos11.36°=1.73Zε=√（1/εα）=√(1/1.73)=0.76与原来的值一样15)确定齿宽bb=ψd=0.9×32.4=31mm取从动轮齿宽26mm，主动轮齿宽31mm3.许用弯曲应力1）应力循环次数N1=60×n1×j×th=60×1420×1×33600=2.86×109N2=N1/i=2.86×109/5.05=0.566×109取a=98dd1=32.4mm取标准值dd2=65.6mmmn=1β=11.36°εα=1.73Zε=0.76B1=31mmB2=26mm92）弯曲疲劳寿命系数查图14-27ＹＮ１＝ＹＮ２＝１3）尺寸系数Ｙx查图14-２８Ｙx＝１4）弯曲疲劳安全系数ＳＦ查图14-7ＳＦ＝１5）弯曲疲劳强度极限σＦlim查图14-２9σＦlim1＝480ＭPaσＦlim２＝440ＭPa6）许用弯曲应力[σ]Ｆ[σ]Ｆ１＝σＦlim1×ＹＸ１×ＹＮ１/ＳＦ=480×1×1/1=480ＭPa[σ]Ｆ2＝σＦlim2×ＹＸ2×ＹＮ2/ＳＦ=440×1×1/1=440ＭPa4.验算弯曲应力1）齿形系数YFZV1=Z1/cos³β=24/cos³11.36°=34.04ZV2=Z2/cos³βN1=2.86×109N2=0.566×109[σ]Ｆ１=480Mpa[σ]Ｆ2=440Mpa10=i×ZV1=5.05×34.04=171.91查图14-22YF1=2.46YF2=2.122）应力修正系数Ysa查图14-23Ysa1=1.64Ysa2=1.843)重合度系数Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.72=0.694）螺旋角系数YβYβ=1-β°/140°=1-11.36°/140°=0.925）齿根弯曲应力σFσF1=2KT1/(b1d1mn)YF1Ysa1YεYβ=2×1.67×16208.1/(31×32.4×1)×2.46×1.64×0.69×0.92=138ＭPa[σ]Ｆ1σF2=σF1×b1×YF2×Ysa2/(b2×YF1×Ysa1)=138×31×2.12×1.84/（26×2.46×1.64）=159ＭPa[σ]Ｆ2弯曲强度足够。对第二对闭式斜齿轮计算ZV1=34.04ZV2=171.91Yε=0.69Yβ=0.9211选择齿轮材料及精度等级小齿轮选45钢,调质处理HB270，大齿轮选45钢，正火处理HB200，选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计7）总工作时间th=7×300×16=33600h8）应力循环次数N1=60×n1×j×th=60×281.2×1×33600=0.567×109N2=N1/i=0.567×109/3.4=0.167×1096)接触疲劳寿命系数查图14-25ZN1=1.17ZN2=1.247)接触疲劳强度极限查表14-26σHlim1=630MpaσHlim2=550Mpa8)接触疲劳强度安全系数查表14-7SH=17）许用接触应力[σ]H[σ]H1=ZN1×σHlim1∕SH=1.17×630∕1=737Mpa[σ]H2=ZN2×σHlim2∕SH=1.24×550∕1=682Mpa4.计算小齿轮直径7）小齿轮传递扭矩T2=9.55×106×PII/n1=9.55×106×2