二级减速器课程设计说明书.docx

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1、二级减速器课程设计说明书 1 设计任务书 1.1设计数据及要求 表1-1设计数据 序号 F(N) D(mm) V(m/s) 年产量 工作环境 载荷特性 最短工 作年限 传动 方案 7 1920 265 0.82 大批 车间 平稳冲击 十年二班 如图1-1 1.2传动装置简图 图1-1 传动方案简图 1.3设计需完成的工作量 （1） 减速器装配图1张(A1) （2） 零件工作图1张（减速器箱盖、减速器箱座-A2）；2张（输出轴-A3；输出轴齿轮-A3） （3） 设计说明书1份（A4纸） 2 传动方案的分析 一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动

2、效率高、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足这些要求是困难的。在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的 传动方案。 现以课程设计P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案a 制造成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工 作。方案b 结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造成本高。方案c 工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方案d 具有方案c 的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。 上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体工作条件和要求选定。若该设备是在一般

3、环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案c a 、均为可选方案。对于方案c 若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。故选c 方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。 3 电动机的选择 3.1电动机类型和结构型式 工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y 系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选用Y 系列三相异步电动机 3.2选择电动机容量 3.2.1工作机所需功率w P 卷筒3轴所需功率： 1000Fv P W = =1000 82

4、.01920?=574.1 kw 卷筒轴转速： min /13.5914 .326582 .0100060100060r D v n w =?=?= 3.2.2电动机的输出功率d P 考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为 w d P P = 传动装置的总效率： 43 32221?= 滚筒效率 滚动轴承效率 齿轮传动效率联轴器效率-4321 取 96.099.097.099 .04321= 所以 86.096.099.097.099.0322=?= 所以 83.186 .0574 .1= = w d P P kw 3.2.3确定电动机额定功率ed P 根据计算出的功率d P 可选定电动机的额

5、定功率ed P 。应使ed P 等于或稍大于d P 。 查机械设计课程设计表20-1得kw P ed 2.2= 3.3选择电动机的转速 由机械设计课程设计表2-1 圆柱齿轮传动的单级传动比为63，故圆柱齿轮传动的二级传动比为369，所以电动机转速可选范围为 min /7.212817.532min /13.59)369(r r n i n w d =?= 3.4电动机技术数据 符合上述要求的同步转速有750 r/min,1500r/min 和3000r/min,其中减速器以1500和1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械设计课程设计第二十章相关资料查得的电动机数据及计算

6、出的总传动比列于表3-1： 表3-1电动机技术数据 方案 电动机型 号 额定功 率 kW 电动机转速 r/min 电动机质量 kg 总传动比 同转 满转 总传动比 高速级 低速级 1 Y100L1-4 2. 2 1500 1420 34 24 6 4 2 Y112M-6 2.2 1000 940 45 16 4.5 3.5 表3-1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案2，即所选电动机型号为 Y112M-6。 4传动装置运动和动力参数计算 4.1传动装置总传动比的计算 1613 .59940= w m

7、 n n i 4.2传动装置各级传动比分配 减速器的传动比 i 为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的21)5.11.1(i i =，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比5.41=i ，低速级的传动比5.32=i 。 4.3传动装置运动和动力参数计算 4.3.1电动机轴运动和动力参数计算 m N n P T r n n kW P P m d ?=35.229550 min /9402.20 000 4.3.2高速轴运动和动力参数计算 m N n P T r n n kW kW P P ?=?=13.229550 min /940178.299.02.21 1 101101 4.3.3中间

8、轴运动和动力参数计算 m N n P T r i n n kW kW P P ?= =?=5.959550 min /9.2085 .494009.299.097.0178.22 2 21123212 4.3.4低速轴运动和动力参数计算 m N n P T r i n n kW kW P P ?= =?=5.3219550 min /7.5909.299.097.009.23 3 32 2 33223 5传动件的设计计算 5.1高速级齿轮传动设计计算 5.1.1选择材料、热处理方式和公差等级 1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 1

9、0095-88）。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为236HBS,190HBS ，二者材料硬度差为46HBS 。 4）选小齿轮的齿数231=z ，大齿轮的齿数为5.103235.42=?=z ，取1042=z 。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 14=。 5.1.2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) (1.23 2 11H E H d t t z z u u T K d （5-1）

10、(1)确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数4.1=t K 2) 由以上计算得小齿轮的转矩m N T ?=13.221 3) 查表及其图选取齿宽系数1=d ，材料的弹性影响系数2 18.189MPa Z E =，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5801lim =；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 3902lim =。 4)计算应力循环次数 9111035.1)230085(19406060?=?=h jL n N 89 1 21035 .41035.1?=?=N N 5) 按接触疲劳寿命系数 9.01=K HN 95.02=K HN 6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率

11、为1，安全系数S=1 由 S N lim K = （5-2） 得 MPa S MPa S HN H HN H 5.37039095.05225809.0lim 221 lim 11=?=K =?=K = 故：MPa MPa H H H 25.4462 5 .370522221=+=+= 7）查图选取区域系数46.2=H Z 。 8）查图得765.01=，87.02=，则635.121=+= （2） 计算： 1) 求得小齿轮分度圆直径1t d 的最小值为 mm z z u u T K d H H E d t t 37)25 .46646.28.189(5.45.5635.1110213.24.1

12、2.)(1.232 43 211=?= 2) 圆周速度： s m n d t /82.11000 60940 3714.31000 601=?= ?= 3) 计算齿宽及模数： 齿宽： mm d b t d 373711=?=?= 模数: mm d m t nt 56.12314cos 37cos 11=?=Z = 齿高: mm m h nt 51.356.125.225.2=?= 5.1051 .337 =h b 4）计算纵向重合度： 82.114tan 231318.0tan 318.01=?= z d 5) 计算载荷系数： 根据1=A K ,s m v /82.1= ,8级精度，查得 动载

13、系数 1.1=K V ，4491.1=H K ， 35.1=F K ,4.1=F H K K 故载荷系数 23.24491.14.11.1.1=?=K ?K ?K ?K =K H H V A 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mm d d t t 2.434 .123.23733 11=?=K K = 7） 计算模数： mm d m n 82.12314cos 2.43cos 11=?=Z = 5.1.3按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为 3 2121cos 2? ? ? ? F Sa Fa d n Y Y z Y KT m （5-3） (1)确定公式内的各计算数值 1)根据纵向重合度

14、82.1=，从图中查得螺旋角影响系数88.0=Y 2)计算当量齿数： 8.11314cos 104cos 18.2514 cos 23 cos 3322 3311= z z z z v v 3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;4801MPa FE =大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 2502=; 4)查图取弯曲疲劳寿命系数;95.0,9.021=FN FN K K 5)计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得 MPa S K MPa S K FN FN F FE FN F 6.1694 .125095.06.3084 .1480 9.02 221 11=?=?= = 6)

15、计算载荷系数K. 079.235.14.11.11=?=F F V A K K K K K 7）查取齿形系数. 查表得 .169.2;6164.221=Fa Fa Y Y 8）查取应力校正系数. 查表得 801.1;5909.121=Sa Sa Y Y 9）计算大、小齿轮的 F Sa Fa Y Y 并加以比较. 02302 .06 .169801 .1169.202249 .06.3085909 .16164.22 2 21 1 1=?= =?=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y 大齿轮的数值大. （2）设计计算 mm mm m n 266.102303.0635 .123114c

16、os 88.022130079.2232 =? 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数1.266mm ，并接近圆整为标准值 mm m n 2=,按接触强度算得的分度圆直径mm d 2.431=,算出小齿轮齿数 212 cos 2.43cos 11= n m d z ， 大齿轮齿数 5.945.4212=?=z ，取952=z . 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做

17、到结构紧 凑,避免浪费. 5.1.4. 几何尺寸计算 （1）计算中心距：mm m z z a n 55.11914cos 22 )9521(cos 2)(21=?+=+= 将中心距圆整为120mm. （2）修正螺旋角： 84.14120 22 )9521(arccos 2)(arccos 21 =?+=+=a m z z n 值改变不多，故参数H Z K 、等不必修正。 （3）分度圆直径： mm m z d mm m z d n n 56.19684.14cos 295cos 4.4384.14cos 2 21cos 2211=?=?= （4）齿轮宽度： mm d b d 4.431= 取 m

18、m B 432= mm B 501= 5.2低速级齿轮传动设计计算 5.2.1选择材料、热处理方式和公差等级 1）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。 2) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为236HBS,190HBS ，二者材料硬度差为46HBS 。 3）选小齿轮的齿数251=z ，大齿轮的齿数为5.87255.32=?=z ，取882=z 。 4）选取螺旋角。初选螺

19、旋角 14=。 5.2.2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) (1.23 2 11H E H d t t z z u u T K d （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数6.1=t K 2) 由以上计算得小齿轮的转矩m N T ?=5.3211 3) 查表及其图选取齿宽系数1=d ，材料的弹性影响系数2 18.189MPa Z E =，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5803lim =；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 3904lim =。 4)计算应力循环次数 733106.8)230085(17.596060?=?=h jL n N 77 1 2

20、1046.25 .3106.8?=?=N N 5) 按接触疲劳寿命系数 9.01=K HN 95.02=K HN 7) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1 由 S N lim K = 得 MPa S MPa S HN H HN H 1.38639099.055158095.04 lim 443 lim 33=?=K =?=K = 故：MPa MPa H H H 55.4682 1 .386551234=+=+= 7）查图选取区域系数433.2=H Z 。 8）查图得78.03=，8.04=，则58.143=+= （2） 计算： 1) 求得小齿轮分度圆直径1t d 的最小值为

21、mm z z u u T K d H H E d t t 34.93)55 .4688.189433.2(5.35.458.111015.326.12.)(1.232 43 213=?= 2) 圆周速度： s m n d t /29.01000 607 .5934.9314.31000 603=?= ?= 3) 计算齿宽及模数： 齿宽： mm d b t d 34.9334.9313=?=?= 模数: mm d m t nt 62.32514cos 34.93cos 33=?=Z = 齿高: mm m h nt 15.862.325.225.2=?= 45.1115 .834 .93=h b

22、4）计算纵向重合度： 98.114tan 251318.0tan 318.03=?= z d 5) 计算载荷系数： 根据1=A K ,s m v /29.0= ,8级精度，查得 动载系数 03.1=K V ，467.1=H K ， 27.1=F K ,4.1=F H K K 故载荷系数 1.2467.14.103.1.1=?=K ?K ?K ?K =K H H V A 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mm d d t t 2.1026 .11.234.9333 33=?=K K = 7） 计算模数： mm d m n 97.32514cos 2.102cos 33=?=Z = 5.2.3

23、按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为 3 2121cos 2? ? ? ?F Sa Fa d n Y Y z Y KT m (1)确定公式内的各计算数值 1)根据纵向重合度98.1=，从图中查得螺旋角影响系数88.0=Y 2)计算当量齿数： 33.9614 cos 104cos 37.2714 cos 25 cos 3344 3333= z z z z v v 3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;4803MPa FE =大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 2504=; 4)查图取弯曲疲劳寿命系数;91.0,95.043=FN FN K K 5)计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数S

24、=1.4,得 MPa S K MPa S K FN FN F FE FN F 5.1624 .125091.071.3254 .1480 95.04 443 33=?=?= = 6)计算载荷系数K. 83.127.14.103.11=?=F F V A K K K K K 7）查取齿形系数. 查表得 .19.2;56.243=Fa Fa Y Y 8）查取应力校正系数. 查表得 7863.1;6037.143=Sa Sa Y Y 9）计算大、小齿轮的 F Sa Fa Y Y 并加以比较. 02407 .05 .1627863 .119.20226 .071.3256037 .156.24 4 43 3 3=?= =?=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y 大齿轮的数值大. (1)设计计算 mm mm m 87.202407.058 .125114cos 88.032150083.123 2 2=? 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小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