机械二班陈瑶瑶

1机械设计课程设计说明书题目：展开式两级圆柱齿轮减速器院系：信息工程学院班级：10机械二班学号：21006072006姓名：陈瑶瑶指导教师：储园完成时间：2013-01-032目录1.设计任务书...............................................32.电动机的选择和计算.......................................43.整个传动系统运动和动力参数的选择与计算...................64.传动零件的设计计算.......................................85.轴的设计................................................186.轴的校核................................................227.轴承的校核..............................................278.键的选择与校核..........................................299.联轴器的选择............................................3110.箱体及其附件设计.......................................3211.心得体会...............................................3412.参考文献...............................................3531.设计任务书1.1设计任务设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。1.2传动系统参考方案(见图3)。图31.3原始数据（见表3）F（N）—输送带有效拉力；V（m/s）—输送带工作速度；D（mm）—输送带滚筒直径。表3设计原始数据题号12345678910F（N）4000410042004300450046004700480049005000V（m/s）0.80.80.90.831.00.91.00.90.80.8D（mm）335330335335360340345330350320题号11121314151617181920F（N）3000300031003200330034003500360037003800V（m/s）1.21.31.21.31.41.41.11.21.31.0D（mm）3503803303003403503603703103501.4工作条件两班工作制，工作载荷平稳，电压为380/220V三相交流电源，减速器寿命5年。42.电动机的选择和计算经综合分析，选用Y系列三相笼型交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。Y系列电动机，额定电压为380V，额定频率为50HZ.。本设计中电动机采用封闭式结构。2.1电动机容量的选择电动机所需工作效率为：awPPd而工作机所需功率wP由工作机的带圆周力F和带速v确定，即：wP=aFv1000由电动机到传送带传动装置的总效率：ηa=η1×η24×η32×η4×η5查表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分功率为：带传动效率1=0.96，滚动轴承传动效率（一对）2=0.96，闭式齿轮(齿轮精度为8级，不包括轴承效率）传动效率为3=0.97，联轴器η4=0.97,卷筒的传动效率η5=0.96，代入得：,ηa=0.96×0.984×0.972×0.97×0.96=0.78所需电动机功率为：wP=aFv1000=(4700×1.0)/(1000×0.78)=6.03Kw由载荷平稳，电动机额定功率cdP略大于dP即可由第19章表19—1所示Y系列三相交流异步电动机的技术参数。2.3确定电动机的转速卷筒轴工作转速为：min/3450.1100060100060rDvn=55.36r/min查表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i1=2～4二级圆柱齿轮减速器一般5传动比范围为i2=8～40，则总传动比合理范围为'ai16～160，故电动机转速的可选范围为：ninad''=（16～160）×55.36min/r=855.76～8857.6min/r符合这一范围的同步转速有3000min/r,1500min/r,1000min/r三种。由相关手册查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中。表1电动机数据及总传动比方案电动机型号额定功率cdP电动机转速总传动比ai同步转速满载转速1Y132S2-57.53000290052.382Y132M-47.51500144026.013Y160M-67.5100097017.52方案1，2中电动机传动比比较大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。而方案3的电动机总传动比较合理，传动装置结构紧凑。敬综合考虑，选用方案3较好，即选定电动机的型号为Y160M-6.型号额定功率转速效率功率因素最大转矩启动转矩Y160M-67.5kw970r/min0.860.78cos2.02.0电动机轴直径40mm，长度110mm。63.整个传动系统运动和动力参数的选择与计算3.1传动装置所要求的总传动比为：52.1736.55970nnima由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比niiii......,,321的乘积，即：ainiiii......3213.2分配传动装置传动比iiia考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似，取ii4.1故；i=95.452.174.14.1aii=54.385.452.17iia3.3传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速：Ⅰ轴：n970r/minⅡ轴：n=96.19595.4970inr/minⅢ轴:nIII=nII/iII=36.5554.396.195r/min卷筒轴:nIV=55.36r/min2.各轴的输入功率（kw）Ⅰ轴：PI=Pd×η1×η4=6.03×0.96×0.97=5.61kwⅡ轴：PII=PI×η2×η3=5.61×0.98×0.97=5.33kwⅢ轴:PIII=PII×η2×η3=5.33×0.98×0.97=5.07kw7卷筒轴：PIV=PIII×η2×η4=5.07×0.98×0.97=4.82kw3．各轴输入扭矩的计算()NM电动机轴的输出转矩oT为：oT=9550×37.5997003.6nmPdmN故，Ⅰ轴：TI=T0×η1×η4=59.37×0.96×0.97=55.28mNⅡ轴：TII=TI×iI×η3×η2=55.28×0.98×0.97×4.95=260.12mNⅢ轴:TIII=TII×iII×η3×η2=52.55×0.98×0.97×3.54=176.86mN卷筒轴：TIV=TIII×η2×η4=44.96××0.98×0.97=47.4mN9将各轴的运动和动力参数列于表2。表2各轴的运动和动力参数轴号功率KWP/转矩T/(N.m)转速min)/(rn传动比i效率电动机轴7.5059.3797010.96Ⅰ轴5.6155.289704.950.98Ⅱ轴5.33260.12195.963.540.97Ⅲ轴5.07176.8655.3610.96卷筒轴4.8247.4955.3684.传动零件的设计计算4.1高速级齿轮传动设计4.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。(3)、材料选择。由相关教材知选择小齿轮材料为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。（4）、选用小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数2395.412ZiZ=113.85，取Z2=114。齿数比为：96.4231144.1.2按齿面接触强度设计由教材式（10-9a）进行计算，即：321112.32()[]EtHdZKTudu⑴、确定公式内的各计算数值①试选载荷系数3.1K。②计算小齿轮传递的转矩。T=9550×111000nP527470.13mN③由教材表10—7选取齿宽系数1d④由教材表10-6查得材料的弹性影响系数EZ=189.8Mpa1/2。⑤由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限lim2H=550MPa⑥由教材式10-13计算应力循环次数。hjLnN601=60914301(3830010)6.17761099210733.1565.3101776.6N⑦由教材图10-19取接触疲劳寿命系数90.01HNK，95.02HNK⑧计算接触疲劳许用应力。9取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：MPaMPaSKMPaMPaSKHNHHNH5.52255095.05406009.02lim221lim11(2)、计算①计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值。33214212.32.()[]1.31.34104.565189.82.32.()13.565522.5tEtdHKTZudumm=33.248mm②计算圆周速度v.133.2481430601000601000tdnv=1.69sm/③计算齿宽b。b=tdd1=133.248=33.248mm④计算齿宽与齿高之比hb。模数1133.2481.44623ttdmmmz齿高2.252.251.4463.253thmmm33.24810.2213.253bh⑤计算载荷系数K根据v=1.69m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数vK=1.025；直齿轮，HFKK=1；由教材表10-2查得使用系数AK=1；由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，HK=1.4。10由hb=10.221，HK=1.4，查教材图10-13得FK=1.34；故动载荷系数为：K==11.02511.41.435AVHHKKKK⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得：33111.43533.2481.334.361ttKddmmKmm⑦计算模数m。1134.3611.4923dmmmz4.1.3、按齿根弯曲强度设计由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：31212()[]FaSadFYYKTmz（1）确定公式内的各计算数值①由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限2FE=380MPa；②由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.85,2FNK=0.88；③计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得：1110.85500[]1.4FNFEFKSMPa=303.57MPa2220.88380[]1.4FNFEFKSMPa=238.86MPa④计算载荷系数。K==11.02511.341.374AVFFKKKK⑤查取齿形系数。由教材表10-5查得69.21FaY；216.22FaY⑥查取应力校正系数。由教材表10-5查得575.11SaY；772.11SaY11⑦计算大小齿轮的][FSaFaYY并加以比较。01396.057.303575.169.2][121FSaFaYY01644.086.238772.1216..2][222FSaFaYY大齿