T=470,v=1.7,D=360,1班10年,轻微冲击(说明书)

一、设计任务书(2)题目数据:扭矩T=470N.m速度v=1.70m/s直径D=360mm班制：1班工作年限（寿命）：10年每年工作天数：300天二、总统方案设计1.传动方案的拟定根据设计任务书，改传动方案的设计分为原动机、传动机构和执行机构三部分。（1）原动机的选择按设计要求，动力源为三相交流电动机。（2）传动机构的选择可选用的传动机构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率高，但会引起一定的震动，且缓冲吸震能力差。蜗轮蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工作平稳性好，完全符合设计要求。总传动比不是很高，也无传动方向的变化，所以初步决定采用圆柱齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的工作环境下工作。2.2.电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（2）选择电动机容量a.工作机的功率PwPw=2×T/D/1000=4.44kWb.总效率ηaηa=0.850c.所需电动机功率PdPd=Pw/ηa=5.22kW（2）选择电动机的转速工作转速nw=60×1000×V/3.14/D=90.23r/min，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为8-40，因此理论传动比范围为：8--40。可选择的电动机转速范围为721.84-3609.2r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。2.3.传动装置的运动与动力参数计算（1）分配总传动比总传动比ia=nm/nw=10.64（2）分配传动装置各级传动比则二级减速器高速级的传动比i1=ia=3.26则低速级的传动比为i2=3.26减速器总传动比ib=i1×i2=10.6276（3）动力参数的计算a.各轴转速的计算电机：n0=nm=960r/min轴Ⅰ：n1=n0=960r/min轴Ⅱ：n2=n0/i1=294.48r/min轴Ⅲ：n3=n0/i2=90.33r/minb.各轴功率的计算电机：P0=5.22kW轴Ⅰ：P1=P0×η1=5.17kW轴Ⅱ：P2=P1×η1×η2×η3=4.96kW轴Ⅲ：P3=P2×η1×η2×η3=4.76kWc.各轴扭矩的计算电机：T0=9550000×P0/n0=51928N.mm轴Ⅰ：T1=9550000×P1/n1=51431N.mm轴Ⅱ：T2=9550000×P2/n2=160853N.mm轴Ⅲ：T3=9550000×P3/n3=503244N.mm1.低速级齿轮设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45号钢(调制)硬度为240HBS，大齿轮45号钢(正火)硬度为190HBS。（2）带式运输机为一般工作机（3）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=78。（4）初选螺旋角β=14°。（5）压力角α=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×(ZH×ZE×Zε×Zβ[σH])21）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩T=9550×P/n1=160853N.mm③查表选取齿宽系数φd=1.0④由图查取区域系数ZH=2.458⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.612°αat1=arccos[z1×cos(αt)/(z1+2×han×cos(β))]=30.015°αat2=arccos[z2×cos(αt)/(z2+2×han×cos(β))]=24.043°εα=[z1×(tan(αat1)-tan(αt)+z1×(tan(αat2)-tan(αt)]/2π=1.639εβ=φd×z1×tan(β)/π=1.905Zε=4-εα3(1-εβ)+εβεα=0.671⑦由式（10-23）可得螺旋角系数Zβ。Zβ=cos(β)=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa。计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=4.241×10^8NL2=NL1/u=1.301×10^8由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.930，KHN2=1.003取失效概率为1%，安全系数S=1，得[σH]1=KHN1×σHlim1S=558MPa[σH]2=KHN2×σHlim2S=552MPa取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=552MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×(ZH×ZE×Zε×Zβ[σH])2=55.45mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=π×d1t×n60×1000=0.85m/s齿宽bb=φd×d1t=55.45mm2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1.250②查图得动载系数KV=1.067③齿轮的圆周力。Ft=2×T/d1=5802NKA×Ft/b=131N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.200查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.444实际载荷系数为：KH=KA×KV×KHα×KHβ=2.3113）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHT=67.172mmmn=d1×cos(β)z1=2.72mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即mnt≥32×KFt×T×Yε×Yβ×cos2βφd×z21×YFa×YSa[σF]1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yεβb=arctan(tan(β)×cos(αt))=13.137°εαv=εαcos2(βb)=1.730Yε=0.25+0.75εαv=0.680③计算弯曲疲劳寿命系数YβYβ=1-εββ120°=0.778④计算YFa×YSa/[σF]小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos3(β)=26.27大齿轮当量齿数:Zv2=z1cos3(β)=85.38YFa1=2.55，YFa2=2.204YSa1=1.6，YSa2=1.778查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.853，KFN2=0.947取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得[σF]1=KFN1×σFlim1S=305MPa[σF]2=KFN1×σFlim2S=257MPaYFa1×YSa1[σF]1=0.0134YFa2×YSa2[σF]2=0.0152两者取较大值，所以YFa×YSa[σF]=0.01522）试算齿轮模数mnt≥32×KFt×T×Yε×Yβ×cos2βφd×z21×YFa×YSa[σF]=1.760mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度νd1=mnt×z1cos(β)=43.53mmv=π×d1×n60×1000=0.67m/s②齿宽bb=φd×d1=44mm③齿高h及齿宽比b/hh=(2×han+cn)×mnt=3.96mmb/h=11.112）计算实际载荷系数KF查图得动载系数KV=1.063查表得齿间载荷分配系数：KFα=1.200查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.444查表得齿向载荷分布系数：KFβ=1.083实际载荷系数为：KF=KA×KV×KFα×KFβ=1.7273）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.94mm对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm。z1=d1×cos(β)/mn=22.43，取z1=28（避免轴承端盖干涉）z2=u×z1=91.28，取z2=923.几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z1+z2)×mn2×cos(β)=123.67mm，圆整为124（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=acos((z1+z2)×mn2×a)=14.60°=14°35'59（2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncos(β)=57.87mmd2=z2×mncos(β)=190.13mm（2）计算齿宽b=φd×d1=58mm取B1=65mmB2=60mm法面模数mn2小齿轮齿数z328大齿轮齿数z492中心距(mm)a124小齿轮分度圆直径(mm)d357.87大齿轮分度圆直径(mm)d4190.13小齿轮齿顶圆直径(mm)da3=mn×(z3+2)=61.87大齿轮齿顶圆直径(mm)da4=mn×(z4+2)=194.13小齿轮齿根圆直径(mm)df3=mn×(z3-2.5)=52.87大齿轮齿根圆直径(mm)df4=mn×(z3-2.5)=185.132.高速级齿轮设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45号钢(调制)硬度为240HBS，大齿轮45号钢(正火)硬度为190HBS。（2）带式运输机为一般工作机。（3）选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=65。（4）初选螺旋角β=14°。（5）压力角α=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×(ZH×ZE×Zε×Zβ[σH])21）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩T=9550×P/n1=51431N.mm③查表选取齿宽系数φd=1.0④由图查取区域系数ZH=2.458⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαt=arctan(tanαn/cosβ)=20.612°αat1=arccos[z1×cos(αt)/(z1+2×han×cos(β))]=31.448°αat2=arccos[z2×cos(αt)/(z2+2×han×cos(β))]=24.657°εα=[z1×(tan(αat1)-tan(αt)+z1×(tan(αat2)-tan(αt)]/2π=1.607εβ=φd×z1×tan(β)/π=1.587Zε=4-εα3(1-εβ)+εβεα=0.721⑦由式（10-23）可得螺旋角系数Zβ。Zβ=cos(β)=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa。计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=1.382×10^9NL2=NL1/u=4.24×10^8由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.862，KHN2=0.930取失效概率为1%，安全系数S=1，得[σH]1=KHN1×σHlim1S=517MPa[σH]2=KHN2×σHlim2S=512MPa取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=512MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×(ZH×ZE×Zε×Zβ[σH])2=41.82mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=π×d1t×n60×1000=2.10m/s齿宽bb=φd×d1t=41.82mm2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1.250②查图得动载系数KV=1.092③齿轮的圆周力。Ft=2×T/d1=2460NKA×Ft/b=74N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.400查表