二级减速器的设计说明

《机械设计工程学》课程设计说明书题目：螺旋输送机传动装置设计学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：学号：姓名：指导教师：机电工程学院2012年6月22日设计内容计算及说明结果（1）选择电动机类型（2）确定电动机功率（3）确定电动机转速一、总体设计1.选择电动机按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。工作装置所需功率kw1000由电动机至输送机的传动总效率为：c2rgb，由表2-4，取滚动轴承0.995r，圆柱直齿传动效率0.97g，联轴器0.98c，圆锥齿轮传动效率0.9b0.830.90.970.9950.9832总kw5.420.834.5ppw0总因载荷平稳，电动机额定功率pm只需略大于p0即可，按表8-169中Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率pm为5.5KW输送机工作轴转速为min57.7552.25min55%515%-1nwrr～～按表2-1推荐的各传动机构传动比范围：取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围3～5取开式圆锥齿轮传动的传动比2～3则总传动比理论范围为：i'=6～15可见电动机转速可选范围为：n'=(6~15)X55=330~825r/min则符合这一范围的同步转速有：750r/min总=0.83p0=5.42kwpm=5.5kwnwmin57.7552.25r～750r/min设计内容计算及说明结果（1）传动装置总传动比（2）分配传动装置各级传动比（1）对于圆柱直齿齿轮传动2计算传动装置的总的传动比和分配各级传动比13.0955720innwm由式（2-5），iiigb，由指导书P10表2-3，取4ig，则圆锥齿轮传动比3.27413.09iiig03计算传动装置的运动和动力参数对于圆柱直齿齿轮传动：高速轴的输入功率：kWK5.3189.05.42P1wI低速轴的输入功率：kW5.120.995.9705.31PPrgIII对于圆锥齿轮传动：高速轴的输入功率kW4.99959.089.05.12PPrcIIIII低速轴的输入功率kW4.47995.090.099.4PPrbIIIIvi=13.094igi0=3.27IP=5.31kwIIP=5.12kwIIIP=4.99kwIvP=4.47kw设计内容计算及说明结果（2）各轴转速计算（3）各级输入转矩计算对于圆柱齿轮传动：高速轴转速min720nrnI满低速轴转速min1804720n1IIrinI对于圆锥齿轮传动：高速轴转速min1802rnnIII低速轴转速min55.043.27180n2IvrinIII对于圆柱齿轮传动：高速轴输入转矩mNnPTIII70.437205.3195509550低速轴输入转矩mNnPTIIIIII271.641805.1295509550对于圆锥齿轮传动：高速轴输入转矩mNnPT264.751804.9995509550IIIIIIIII低速轴输入转矩mNnPTIvIv776.15554.4795509550IvIn=min720rIInmin180rIIInmin180rIvnmin55.04rIT=mN70.43IIT=mN271.64IIIT=mN264.75IvT=mN776.15设计内容计算及说明结果将以上算得的运动和动力参数列入表参数/轴数电动机轴I轴II轴III轴工作轴转速n（r/min）72072018018055.04功率P（kW）5.425.315.124.994.47转矩T（Nm）71.8970.43271.64264.75776.15传动比i143.27效率η0.980.9650.9750.895设计内容计算及说明结果（1）选择齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级（2）初选主要参数（3）按齿面接触疲劳强度计算1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩3）材料的弹性系数二、各齿轮的设计计算选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级Z1=24，u=4，Z2=Z1·u=24×4=96由表10-7选取齿宽系数φd＝1db=0.5·（u+1）·φa=1.15计算小齿轮分度圆直径d1t≥2.3232112］［σHEZuudTkt确定各参数值Kt=1.3T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.5/720=5.97×104N·mm由《机械设计》表10-6取ZE=189.8MPaZ1=24Z2=96φd=1.15Kt=1.3T1=5.97×104N·mmZE=189.8MPa设计内容计算及说明结果4）按齿面硬度查5）由式10-13计算应力循环次数6）由图10-19取接触疲劳系数7）计算接触疲劳许用应力(4)计算1）代入[σH]中较小值，计算小齿轮分度圆直径d1t小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001limσ大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502limσN1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×5）＝2.07×109N2＝N1/4.92＝4.14×108KHN1＝0.94KHN2＝0.98取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝SK1limNH1lσ＝0.94×600MPa＝564MPa[σH]2＝SK2limNH2lσ＝0.98×550MPa＝539MPad1t≥2.323211·2HHdtZuuTKσφ=2.323245398.1894515.11097.41.32=63.92mmMPaH6001limσMPaH5502limσN1＝2.07×109N2＝4.14×108KHN1＝0.94KHN2＝0.98[σH]1＝564MPa[σH]2＝539MPad1t≥63.92mm设计内容计算及说明结果2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4)计算载荷系数k5）计算分度圆直径v=10006011ndtπ=10006072063.92π=2.40m/sb=φd×d1t=1×63.92mm=63.92mmmt=11zdt=4263.92=2.66mmh=2.25mt=2.25×2.66mm=5.99mmb/h=63.92/5.99=10.67已知工作有轻振，查表10-2取KA=1.25，根据v=2.40m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.5；由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KHβ=1.348由图10—13查得KFβ=1.28直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数K=KA×KV×KHα×KHβ=1.25×1.5×1×1.348=2.528按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得d1=31/ttKKd=33.1/528.263.92mm=79.78mmv=2.40m/sB=63.92mmmt=2.66mmh=5.99mmb/hK=2.528d1=79.78mm设计内容计算及说明结果6）计算模数（5）按齿艮弯曲强度设计1）确定计算参数m11zd=2479.78mm=3.32mm由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为m≥3211·2FSaFadYYzKTσφ计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25×1.5×1×1.28=2.4A.查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.65；YFa2=2.19B.查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.79C.计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.95m=3.32mmK=2.4设计内容计算及说明结果（6）设计计算取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）[σF]=SKFNF，带入数据得：[σF]1=325Mpa[σF]2=257MPaD.计算大、小齿轮的FSaFaYYσ并加以比较111FSaFaYYσ=32558.165.2=0.01288222FSaFaYYσ=25781.116.2=0.01504大齿轮的数值大。m≥32415040.0·2415.1105.974.22=1.87mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.87并就近圆整为标准值m=2mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=78.71mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=78.71/2=39.89，取Z1=40大齿轮齿数Z2=4×40=160111FSaFaYYσ=0.01288222FSaFaYYσ=0.01504m≥1.87mmZ1=40Z2=160设计内容计算及说明结果（7）几何尺寸计算(1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级（2）初选主要参数a)算分度圆直径d1=m·Z=2×40=80mmd2=m·Z1=2×160=320mmb)计算中心距a=m·（Z1+Z2）=2×（40+200）/2=200mmB)计算齿轮宽度b=d1·φd=80取B2=80mmB1=85mm（二）减速器外传动件设计直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级Z1=26，u=3.27,Z2=Z1·u=26×3.27=85.02,取Z2=86取120,0.3Rxxd1=80mmd2=320mma==200mmb=80B2=80mmB1=85mmZ1=26Z2=86设计内容计算及说明结果(3)确定许用应力a)确定极限应力limH和limF齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS查图10-21得lim1H=580Mpa,lim2H=550Mp查图10-20得lim1F=450Mpalim2F=380Mpab）计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFNN1=60n3jLh=60×144×1×（2×8×300×10）=4.14×108N2=N1/u=4.14×108/2.618=1.58×108查图10—19得kHN1=0.95,kHN2=0.97C）计算接触许用应力取min1HSmin1.4FS由许用应力接触疲劳应力公式MPaSHHH551k1limHN11MPaSHHH5.533k2limHN22N1=4.14×108N2=1.58×108设计内容计算及说明结果（4）初步计算齿轮的主要尺寸1)试选载荷系数2）计算小齿轮传递转矩3）材料弹性影响系数4）试算小齿轮分度圆直径d1t查图10-18得kFE1=0.95kFE2=0.97aFFFMPS4.3054.195.0450kFE11lim1aFFFMPS3.2634.197.0380kFE22lim2因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—26）试算，即dt≥322RR·u5.0192.2HEtZTKσ）φ（φK=1.3T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×4.99/180=2.64×105N·mm由《机械设计》表10-6取ZE=189.8MPadt≥322RR·u5.0192.2HEtZTKσ）φ（φ=32255.5338.189·3.273.05.013.0102.643.192.2）（=53.43mmT1=2.64×105N·mmdt≥=53.43mm设计内容计算及说明结果5）计算圆周速度6）按实际的