课程设计二级减速器最终篇

-1-计算项目及说明计算结果一.电动机的选择及参数计算1.电动机输出功率的计算（1）工作所需要的功率WP为：WP=FV1000其中：F=50KN，V=0.15m/s，=0.57所以：P=500000.1510000.57=12.95Kw=为电动机到滚筒轴的总传动效率，为滚筒的效率，为齿轮的效率，为涡轮蜗杆的效率，为轴承的效率，为联轴器的效率（2）电动机的输出功率：PKP=1.312.95=16.38Kw查表16-2可知应该选择Y180M-4型号的电动机，其额定功率为18.5Kw，满载转速为1470r/min，符合要求。2.传动比的分配（1）总传动比已知电动机的满载转速n及工作机的转速n’时，总传动比为i=n/n’式中工作机的转速n’：n’=601000V/D=6010000.15/440=6.51r/minn=1470r/min根据实际情况分配内齿轮传动比0i=2.5，涡轮蜗杆传动比1i=29，外齿轮传动比2i=3.2。P=12.95KwP=16.38KwY180M-4型n’=6.51r/minn=1470r/min-2-计算项目及说明计算结果传动比1i=29，外齿轮传动比2i=3.2。3.传动装置的运动参数计算（1）各轴转速计算第一轴：0n=n=1470r/min第二轴：1n=n/i=1470/2.5=588r/min第三轴：21n=n/i=588/29=20.28r/min第四轴：32n=n/i=20.8/3.2=6.34r/min（2）各轴功率计算第一轴：0PP=16.160.990.97=14.73Kw第二轴：12PP=14.730.990.97=11.55Kw第三轴：2213PP=16.160.990.97=10.2Kw第四轴：3252PP=0.960.950.990.97=10.02Kw（3）各轴扭矩的计算第一轴：0009550/16.16/14700.01NmTPn1i=292i=3.2n0=1470r/minn1=588r/minn2=20.28r/minn3=6.34r/minp0=14.73KwP1=11.55KwP2=10.2KwP3=10.02Kw-3-计算项目及说明计算结果第一轴：0009550/955016.16/14700.01NmTPn第二轴：1119550/955014.73/588239.2NmTPn第三轴：2229550/955011.55/20.285438.98NmTPn第四轴：3339550/955011.55/20.2815665NmTPn(4)各轴转速，功率，扭矩值列表如下：轴序号功率P/kw转矩T/Nm转速n/(r/min)116.160.011470214.73239.23588311.555438.9820.28410.0215665.986.34二.传动件的设计计算1.闭式齿轮传动设计计算（1）选择齿轮精度，材料及许用应力减速器属于一般机器，转速中等，选用7级精度（GB10095-88）由表10-1选小齿轮40Cr调质大齿轮45调质接触疲劳许用应力[σH]由式HNHlimHH][KS接触疲劳强度极限σHlim查图10-21d接触疲劳寿命系数KHN应力循环次数N由式11h60609601(103508)NnjLN2=N1/i=4.147×109/3.2查图10-19得KHN1、KHN2接触强度最小安全系数SH则[σH]1＝600×0..90/1[σH]2＝550×0.95/1弯曲疲劳许用应力[σF]由式FNFFEF][KST0=0.01NmT1=239.2NmT2=5438.98NmT3=15665Nm齿轮精度7级HBS1=280HBSHBS2=240HBSσHlim1＝600N/mm2σHlim2＝550N/mm2N1＝2.47×109N2＝9.88×109KHN1＝0.90，KHN2＝0.95SH=1[σH]1＝540N/mm2[σH]2=522.5N/mm2-4-计算项目及说明计算结果弯曲疲劳强度极限σFE查图10-20c弯曲疲劳寿命系数KFN查图10-18则[σF]1＝500×0.85/1.4[σF]2＝380×0.88/1.4（2）按齿面接触疲劳强度设计由试算小齿轮分度圆直径d1t3d1t2HHEt1)1(2)][(uuTKZZd齿宽系数d查表10-7，按小齿轮相对两支承为对称布置小轮齿数zl大轮齿数z2z2＝izl＝3.2×24=76.8圆整取齿数比uu＝z2/zl=77/24传动比误差Δu/uΔu/u=（2.54-2.5）/2.54=0.0160.05小齿轮转矩T1T1=9.55×106P/n0=9.55×106×15/1470初选载荷系数Kt=1.2~1.4材料的弹性影响系数ZE查表10-6区域系数ZH（标准直齿轮=20）故4231t189.82.521.39.7410(2.541)()522.512.54d圆周速度vv=πd1tn1/60000=π×66.27×1470/60000齿宽bb=dd1t=1×66.27齿轮模数mtmt=d1t/z1=66.27/24齿宽与齿高之比b/h=b/2.25mt=72.90/(2.25×2.76)KA—使用系数查表10-2Kv—动载系数查图10-8Kα—齿间载荷分配系数查表10-3Kβ—齿向载荷分布系数查表10-4KFβ—由b/h和KHβ查图10-13校正小齿轮分度圆直径d1由式3311tt1.4966.271.3KddK所需模数mm=d1/z1＝69.35/24σFE1＝500N/mm2σFE2＝380N/mm2KFN1=0.85，KFN2=0.88SF=1.4[σF]1=303.57N/mm2[σF]2=238.86N/mm2σFE1＝500N/mm2σFE2＝380N/mm2KFN1=0.85，KFN2=0.88SF=1.4[σF]1=303.57N/mm2[σF]2=238.86N/mm2d＝1.0zl＝24z2＝61u=2.54T1=9.74104N·mmKt=1.3ZE=189.82N/mmZH＝2.5=1.65d1t≥57.62mmv=2.9m/sb=57.62mmmnt=2.33mmb/h＝10.99=1.903KA=1Kv=1.11KHα=KFα=1.4KHβ＝1.42KFβ＝1.35K＝2.21d1=69.35mmm=2.89mm-5-计算项目及说明计算结果（3）按齿根弯曲疲劳强度设计由下式设计齿轮的模数321d2β1FSaFancos2)][(zYKTYYm螺旋角影响系数Y由=1.903查图10-28载荷系数KK=KAKvKFαKFβ＝1×1.11×1.4×1.35计算当量齿数zvz1/cos3=24/cos314，zv2=z2/cos3=77/cos314齿形系数YFa和应力校正系数YSa查表10-5计算大、小齿轮的YFaYSa/[F]YFa1YSa1/[F]1=2.5921.596/303.57YFa2YSa2/[F]2=2.2111.774/238.86故3224n65124114cos880109489122016420≥.....m=1.82mm调整大、小齿轮的齿数z1=d1cos/mn＝64.17cos14/2=31.13z2=uz1＝3.231=99.2（4）齿轮其它主要尺寸计算标准中心距a：a=（d1+d2）/2=(176+70)/2分度圆直径dd1＝mnz1=2×35”d2＝mnz2=2×88齿宽b：b=dd1=1×70大、小齿轮齿宽B：B2＝b，B1＝b＋(5~10)2、蜗杆传动的设计计算（1）选择蜗杆传动的类型根据《机械设计课程设计任务书》设计要求把蜗杆设计成阿基米德蜗杆减速器（2）选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，所以蜗杆使用45钢；因为希望效率高点，耐磨性好，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造模铸造。为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。（3）按照齿面疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计，K＝1.47YFa1＝2.65，YFa2＝2.26YSa1＝1.58，YSa2＝1.74YFa1YSa1/[F]1=0.0138YFa2YSa2/[F]2=0.0165mn=2.0mma=123mmz1＝35z2＝88d1＝70mmd2＝176mmb＝70mmB2＝70mmB1＝75mm-6-计算项目及说明计算结果再校核齿根弯曲疲劳强度，由下式，传动中心距223()[]EZZaKT1)确定作用在涡轮上的转矩T2根据上表格已经列写出T25495.49Nm2)确定载荷系数K因为工作载荷比较稳定，所以取载荷分布在不均匀系数1K查看课本表11-5，使用系数KA=1，由于转速不高，冲击不大，动载荷系数KV=1.05则1AVKKKK3）确定弹性影响系数ZE因选用铸锡磷青铜和钢蜗杆相配12160EZMPa4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a比值10.35da从书本图11-18中可以查得Z=2.95）确定许用接触应力[H]根据涡轮的材料涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC从表11-7查得蜗轮的基本许用应力]'H=268MPa应力循环次数:N=60jn2Lh760120.281035083.4110接触强度系数787100.863.4110HNK]'0.86268230.00HHNHKMPaMPa1KKA=1KV=1.05K=110.35daZ=2.9]'H=268MPaN=73.4110HNK=0.86H=230.00MPa-7-计算项目及说明计算结果6）计算中心距231602.91.05545490)286.37230amm因为i=29查GB10085-1998表A1可知模数m=16mm，蜗杆分度圆直径d1=140mm这时d1/a=0.44从图11-18中可以查得接触系数2.65Z'ZZ因此以上计算结果可用（4）蜗杆与蜗轮的主要几何尺寸与主要参数蜗杆：轴向齿距Pa=1650.24mmm直径系数q=d1/m=8.75齿顶圆直径:da1=12adhm140216172mm齿根圆直径df1=100mm分度圆导程角蜗杆轴向齿厚Sa=125.122mmm蜗轮：蜗轮齿数Z2=31蜗轮分度圆直径d2=496mm蜗轮喉圆直径da2=528mm蜗轮齿根圆直径rg2=22.37（5）校核齿根圆疲劳强度22121.53[]FFaKTYYddm涡轮的齿形系数2FaY由当量齿数22331.2cosvzZ2FaY=2.55螺旋角系数10.95140Y许用弯曲应力]]FFFNKa286.37mmd1=140mm2.65ZPa=5.24mmq=d1/m=8.75da1=172mmdf1=100mmSa=25.12mmZ2=31d2=496mmda2=528mmrg2=22.372vZ=31.22FaY=2.55Y=0.95-8-计算项目及说明计算结果由表11-8查得，由2CuSn10P1制造的蜗轮基本许用弯曲应力]56FMPa寿命系数697100.683.4110FNK]560.6837.83FMPa31.531.055438.98102.550.9518.6814049616FMPa所以弯曲强度满足要求（6）验算效率vtan=tan