机械设计(及机械设计基础)课程设计_双级斜齿轮减速器

第1页机械设计计算说明书设计题目双级斜齿轮减速器山东大学机械工程学院机械制造及其自动化专业完成日期2012年1月13日第2页一、设计任务书（一）设计任务铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速器传动装置由一个双级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作7年。设计此传动装置。（二）原始数据运输带主动鼓轮轴输入端转矩Tw＝700N/m主动鼓轮直径D＝450mm运输带速度vw＝0.94m/s减速器设计寿命7年（三）设计工作条件两班制工作,空载启动，轻微载荷，常温下连续(单向)运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V二、传动总体方案设计（一）平面布置简图：第3页此传动系统由电动机驱动。电动机先通过联轴器将动力传入带轮，再由带轮传到两级圆柱减速器，然后通过联轴器及开式链传动将动力传至砂型运输带。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级及低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。（二）电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。（三）运输带功率：min/895.39/.665.045.094.0nrsrDvwwKWnT传动效率传动装置选用装置效率带传动V带带=0.95一对滚动轴承球轴承3轴承=0.99圆柱齿轮传动八级精度齿轮=0.97联轴器弹性联轴器联轴器=0.993链传动滚子链（开式）链=0.92总效率：71.702.9093.909.907.905.90252链2联5滚2齿轮带电动机所需输出功率：KW798.3771.0928.2PPw0（四）确定电动机型号：电机型号额定功率PM满载转速nm同步转速nsY112M-44KW1440r/min1500r/min第4页（五）计算各级传动比和效率：总传动比：095.36895.391440wmnni各级传动比：初取传动比：10减速箱i8.1带i10低高减iii解得高速级传动比：i高=3.6低高25.1ii低速级传动比：i低=2.8989.18.26.38.1095.36低高带链iiiii（六）计算各轴的转速功率和转矩：1、各轴输入功率：KwP798.30轴I：KwPPI798.30轴II：KwPPI608.395.0798.3II带轴III：KwPP465.397.099.0608.3IIIII滚齿轴IV：KwPPIIIIV327.397.099.0465.3齿滚轴V：KwPPIVV17.239.9093.9072.33滚联轴VI：KwPPVVI79.929.902.90271.3滚链2、转速：轴I：min/1440rnnmI轴II：min/800800.11440带rinnmII轴III：min/222.222600.3800高rinnIIIII轴IV、轴V：min/365.79800.2222.222低rinnnIIIVIV第5页轴VI：min/902.39899.165.379rinnVVI链3、输出转矩：轴I：mmNnPTIII252881440798.395509550轴II：mmNnPTIIIIII4307180080.6395509550轴III：mmNnPTIIIIIIIII14899022.222256.4395509550轴IV：mmNnPTIVIVIV400338365.79327.395509550轴V：mmNnPTVVV393600365.79271.395509550轴VI：mmNnPTVIVIVI712983902.39979.295509550轴号参数IIIIIIIVVVI输入功率P(Kw)3.7983.6083.4653.3273.2712.979转速n(r/min)1440800222.22279.36579.36539.902输入转矩T(N·mm)2518843071148909400338393600712983第6页三、V带传动设计计算计算项目计算内容计算结果工作情况系数计算功率选带型小带轮直径取滑动率大带轮直径大带轮转速计算带长求Dm求△初取中心距带长L基准长度Ld求中心距和包角中心距a小轮包角由表11.5Pc=KAP0=1.2x3.798kw由图11.15由表11.6%180014401009.901=D2211nnD）（178144010099.01)1(212DnDnmmDDDm1392100178212mmDD3921001782120.7(D1+D2)a2(D1+D2)即195a556取a=400mmmmaaDmL1240400²39400213922由图11.42222398139140041413914008414DmLDmLaooooaDD602.48010017818060180121KA=1.2Pc=4.558kwA型D1=100mmD2=178mmn2=801r/minLd=1400mma=480.1mm1=170.3°第7页求带根数带速传动比带根数求轴上载荷张紧力轴上载荷V带尺寸顶宽b节宽bp高度h带质量q轮毂尺寸参数带宽B1006014401.01006011nDv797.1801144021nni由表11.8Po=1.306由表11.7K=0.98由表11.2KL=0.96由表11.16△Po=0.16829.396.098.0)168.0306.1(558.4)(LcKKPoPPZ由表11.4q=0.1kg/m22054.71.098.098.05.2454.74.5585005.2500qvKKvZPF23.170sin9.122422sin20ZFFQ表11.420+151)-(4=2f+e1)-(Z=Bv=7.54m/si=1.798取Z=4根Fo=122.9NFQ=979.7Nb=13mmbp=11mmh=8mmq=0.1kg/mB=65mm第8页四、齿轮传动设计（一）对高速齿轮设计:i=3.600计算项目计算内容计算结果选材大齿轮小齿轮齿面转矩T齿宽系数接触疲劳极限limH初步计算许用接触应力HAd值初步计算小轮直径初步计算齿宽b校核计算圆周速度v齿数Z45钢调质硬度240HB40Cr调质硬度240+30=270HB齿面接触疲劳强度计算801608.31055.9111055.9661nPT3.0216.321adi由图12.17C，小齿轮为合金钢，大齿轮为碳钢7109.09.01lim1HH5809.09.02lim2HH由表12.16估计011取85dAmmuuTAdHdd41.55600.31600.352269.04301785132321164.385669.01dbd1000608015610006011ndv取Z1=22，Z2=i×Z1=79mmNT43017169.0dMPaH7101limMPaH5802limMPaH576][1limMPaH522][2lim85dA取mmd561b=40mmsmv/35.2Z1=22Z2=79第9页模数m螺旋角使用系数KA使用系数KV齿间载荷分系数HK22/56/11Zdmt由表12.3mn=2.5545.25.2arccosarccostnmm由表12.9由图12.9由表12.10先求984.0032020cos/20cos385010coscos/coscoscos032020385010cos20tanarctancostanarctan935.0664.1385010tan2269.0tansin385010cos7912212.388.1cos21112.388.1/100/16.4840154125.11541564316022'''''''''''''''1'''011ootnbooontrodnatAtZmbZZmmNmmNbFKNdTF由此得22984.0/664.1cos/bFHKKmt=2.545mn=2.5'''385010oKA=1.25KV=1.14664.1925.0589.2r72.1HK第10页齿向载荷分布系数HK载荷系数弹性系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数接触最小安全系数工作时间ht应力循环次数LN接触寿命系数nZ许用接触应力H由表12.11非对称分布401031.0²69.0)69.06.01(16.009.110)?](6.01[323121bCdbdbBAKH201.172.114.125.1HHVAKKKKK由表12.12由图12.16由式12.31664.1925.0)925.01(3663.14134Z'''385010coscosoZ由表12.14，一般可靠度，取05.1limHS假定工作时间七年,每年工作300天，双班制,则有283007ht600.31061.1/33600801160609121iNNrntNLLnL由图12.1805.108.158005.197.0710lim22lim2lim11lim1HnHHHnHHSZSZ201.1HKK=2.94MPaZE8.18946.2HZ784.0Z991.0Z05.1limHShth3360082911049.41061.1LLNN97.01nZ08.12nZMPaMPaHH59765621第11页确定传动主要尺寸中心距圆整中心距两齿轮实际分度圆直径齿宽b螺旋角齿形系数应力修正系数重合度系数Y600.31600.3²56404301794.22991.0784.046.28.18911122uubdKTZZZZHEH计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸不需再次调整。8.1282)1600.3(562)1(1ida取a=129,则087.561600.3129212=d1ia201.913=56.087×3.600=d×i=d1238.7=56.087×0.69=d=b1d1292)7922(5.22)(cos21azzmn齿根疲劳强度计算5.23065111cos22cos1'''331oVZZ3.84065111cos79cos'''3322oVZZ由图12.21由图12.2270.067.175.025.075.025.067.1065111cos3.8415.2312.388.1cos112.388.1'''21avovvavYZZMPaH5822Ha=129mmmm087.56=d1201.913mm=d240m