机械设计课程设计二级减速器

西南大学工程技术学院课程设计机械设计课程设计任务书学生姓名专业年级设计题目：设计带式输送机传动装置设计条件：1、输送带工作拉力：F=2600N；2、输送带工作速度：v=1.1m/s（允许输送带速度误差为5%）；3、滚筒直径：D=220mm；4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内，灰尘较大，环境最高温度35；5、使用折旧期：8年；6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；8、运输带速度允许误差：%59、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图1张（A1）；2、零件工作图2张；3、设计说明书1份。指导教师签名：2013年4月23日说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文)的第一页。西南大学工程技术学院课程设计-2-设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器1设计条件1.1原理图（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）1.2工作情况1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；2)使用折旧期；8年；3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5)运输带速度容许误差：±5%；6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.3原始数据题号参数1运输带工作拉力F/KN2600运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm220注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。西南大学工程技术学院课程设计2电动机选择2.1电动机类型的选择电动机选择全封闭的Y系列三相鼠笼式异步电动机，具有防止灰尘、铁屑、或其它杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。2.2电动机功率的计算①工作机所需功率PwKWvFPww86.210001.1*2600*1000*②设计方案的总效率联=0.99（两对联轴器的效率相等）1承轴=0.99，2承轴=0.98，3承轴=0.99齿=0.97（两对齿轮的效率取相等）则：总=32212轴承轴承齿轴承联ηηηηη=0.886③电动机所需工作功率dPKWPPwd23.3886.086.22.3电动机转速的选择①由v=1.1m/s求卷筒转速nwV=1000*60wDn=1.1→nw=95.50r/min②电动机可选转速范围wniin21在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，由圆柱齿轮传动比范围为3—5。所以nd=(i1*i2)nw=[9，25]*nwnd的范围是（859.5，2387.5）r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机2.4电动机型号的确定电动机型号为Y100L1-4,其额定功率为2.2kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L1-42.214302.22.334Pw=2.86KW总=0.886dP=3.23KWnw=95.50r/minnm=1430r/min西南大学工程技术学院课程设计-4-3计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配3.1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：总i＝nm/nwnw＝95.50r/minnm=1430r/mini＝14.973.2合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2。估测选取i1=4.5i2=3.3传动比误差为0.801%，所以可行。3.3各轴转速、输入功率、输入转矩计算①计算各轴转速电动机转轴速度n0=nm=1430r/min高速轴1n1=nm=1430r/min中间轴2n2=11in=317.78r/min低速轴3n3=21*iinm=96.30r/min卷筒轴n4=96.30r/min。②计算各轴功率高速轴1P1=Pd*1联=3.23*0.99=3.20Kw中间轴2P2=P1*齿*n轴承1=3.20*0.97*0.99=3.07Kw低速轴3P3=P2*2轴承齿nn=3.0708*0.97*0.98=2.92Kw卷筒轴P4=P3*32轴承联nn=2.9191*0.99*0.99=2.86Kw③计算各轴转矩电动机输出转矩mN10*16.2*955041mnPTddi＝14.97i1=4.5i2=3.3各轴转速n0=1430r/minn1=1430r/minn2=317.78r/minn3=96.30r/minn4=96.30r/min各轴功率P1=3.20KwP2=3.07KwP3=2.92KwP4=2.86Kw西南大学工程技术学院课程设计-5-高速轴1mN10*14.2*95504111mnPT中间轴2mN10*23.9*95504222mnPT低速轴IIImN10*90.2*95505333mnPT卷筒轴mN10*84.2*95505444mnPT项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）14301430317.7896.3096.30功率（kW）3.233.203.072.922.86转矩（N·m）21.621.492.3290.0284.0传动比114.53.314齿轮设计计算4.1高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩类型3.20Kw1430r/min4.521.4N·m斜齿选精度等级、材料及齿数：1）材料及热处理选择小齿轮材料为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。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝90的；4.1.1按齿面接触强度设计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—21）试算，即td1≥321*1·*2HHEdtZZuuTKσφ1）确定公式内的各计算数值dT=mN10*24.14m1T=T2=T3=T4=8级精度z1＝20z2＝90西南大学工程技术学院课程设计-6-（1）试选Kt＝1.6（2）由表10－7选取齿宽系数φd＝1（3）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4）由图10－30选取区域影响系数HZ=2.433（5）由图10－26查得1=0.755，2=0.82，则=1+2=1.575（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数911100.4)836582(114306060hjLnN891121091.85.4100.4NiN（8）由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数9.01HNK，95.0K2HN取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得1H＝0.90×600MPa＝540MPa2H＝0.95×500MPa＝522.5MPa则许用接触应力为：MPaHHH25.53125.5225402212）计算（1）试算小齿轮分度圆直径td1td1≥321*1·*2HHEdtZZuuTKσφ=34.24mm（2）计算圆周速度v=10006011ndtπ=100060143024.34π=2.56m/s（3）计算齿宽b及模数mmmmmdbtd24.3424.3411西南大学工程技术学院课程设计-7-mmmmzdmtt66.12014cos24.34cos11。mmmmmht735.366.125.225.2167.9735.324.34hb（4）计算纵向重合度59.114tan*20*1*318.0tan318.01Zd（5）计算载荷系数K①由表10-2查得使用系数1KA②根据smv/56.2，8级精度，由图10-8查得动载系数14.1vK③由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，448.1HK④查图10-13得：36.1FK⑤由表10-3得，2.1FHKK故载荷系数98.1448.13.114.11KHHVAKKKK（6）按实际载荷系数校正分度圆直径由式10-10a得：mmmmKKddt76.366.198.124.3433t11（7）计算模数mmmzdmn78.12014cos*76.36cos114.1.2按齿根弯曲强度设计由式10-17得：弯曲强度设计公式32121cos2FSaFadYYzTKYm1）确定计算参数（1）计算载荷系数：西南大学工程技术学院课程设计-8-21.242.14.111.11FFVAKKKKK（2）根据纵向重合度59.1，从图10-28查得：88.0Y（3）计算当量齿数：52.9814cos90cos89.2114cos20cos33223311ZZZZvv（4）查取齿形系数：由表10-5查得183.2;724.221FaFaYY（5）查取应力校正系数：由表10-5查得789.1;569.121SaSaYY（6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001，大齿轮的弯曲强度极限MPaFE3802（7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数85.01FNK,88.02FNK（8）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得MPaKMPaKFNFFEFNF86.2384.138088.057.3034.150085.0ssFE222111（9）计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较：01635.0238.86789.1183.201408.003.573965.1724.2222111FSaFaFSaFaYYYY（大齿轮的大）2）计算mmmmm22.1575.12010.0163514cos88.01014.298.123224西南大学工程技术学院课程设计-9-对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，取标准值mmmn5.1.但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd76.361来计算相应的齿数：78.235.114cos*76.36cos11nmdz取108,2421zz3）几何尺寸计算（1）计算中心距mmmzzan03.10214cos*25.1*)10824(cos2)(21故圆整后取中心距为mma102（2）修正螺旋角''48'5513102*25.1*)10824(arccos2arccos21amzzn螺旋角改变不多，不需要修正相关的参数。（3）计算齿轮的分度圆直径mmmzdn09.3748'5513cos5.124cos11。mm91.16648'5513cos5.1108cos22。nmzd（4）计算齿轮宽度mmdbd09.3709.3711调整后取mmBmmB31,3721。模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.537.093724大齿轮1.5166.9131108mmmn5.1952121zz