机械设计专业课程设计双级圆柱齿轮减速器.doc

计 算 及 说 明结 果一、设计任务书 1、设计任务设计带式输送机传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据 输送带有效拉力 F=4100N 输送带工作速度 v=0.7m/s（容许误差5%） 输送带滚筒直径 d=300mm 减速器设计寿命为(设每年工作250天，每天工作16小时)3、工作条件两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动，常温下持续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传播到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上输送带6三、电动机选取 1、电动机容量选取由已知条件可以计算出工作机所需有效功率Pw= = 4.2 kw 设： 4w 输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间传动效率； 4w =输送机滚筒轴（cy=0.96）一对滚动轴承效率（b=0.99）；0101=联轴器效率（c =0.99）；（p19，查表3-1）1212 = 闭式圆柱齿轮传动效率（g=0.97）一对滚动轴承效率b=0.99；2312 = 闭式圆柱齿轮传动效率（g=0.97）一对滚动轴承效率（b=0.99）；34联轴器效率（c =0.99）一对滚动轴承效率（b=0.99）；则：总=011223344w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504Pr=4.939 kw取电动机额定功率 Pm=5.5kw2、电动机转速选取输送机滚筒轴工作转速 n=54.60r/min 由于整个传动系统采用二级减速，因而总传动比不易过大，因此选取同步转速ns=750r/min电动机为宜。3、电动机型号拟定依照工作条件：单向运转、两班制持续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭构造，型号为Y160M28，其重要数据如下：电动机额定功率Pm=5.5kw电动机满载转速nm=720r/min电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3）电动机轴伸长度E=110mm电动机中心高H=160mm四、传动比分派带式输送机传动系统总传动比i=13.19由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12=4.14低速传动比i23=3.19传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、传动系统运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550=9550=62.89Nm1轴（减速器高速轴）：n1= =750r/minp1=p001=4.940.99=4.89kwT1=T0i0101=62.8910.99=62.26Nm 2轴（减速器中间轴）：n2= =173.89r/minP2=p112=4.890.9603=4.70kwT2=T1i1212=62.264.140.9603=247.52Nm3轴（减速器低速轴）： n3= =54.60r/minp3=p223=4.700.9603=4.51kwT3=T2i2323=247.523.190.9603=758.24Nm 4轴（滚筒轴）n4= =54.60r/minp4=p334=4.510.9801=4.42kwT4=T3i3434=758.2410.9801=743.15Nm上述计算成果和传动比效率汇总如下：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42转矩T(Nm)62.8962.26247.52758.24743.15两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.143.191传动效率0990.96030.96030.9801六、减速器传动零件设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算（1）选取齿轮材料及热解决办法 小齿轮选用45钢，调质解决 HBS=230250 大齿轮选用45钢，调质解决 HBS=190210 （2）拟定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=60 jHn1t=8.64108 NF2=60 jHn2t =2.09108 由图13-10 YN1=0.9 YN2=0.93 应力修正系数 由原则规定， Yst=2最小安全系数 由表13-4，按普通可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=327.36MPa F1 F2， F= F2=327.36MPa（3）许用接触应力计算 由机械设计图1313（如下所用根据均为机械设计课本中图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮Hlim1=580MPa 大齿轮Hlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=601720525016=8.64108NH2=60jHn1t= 601173.89250516=2.09108由图1314得 ZN1=0.92 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 失效概率低于1/100，SHmin=1则需用接触应力为： H1= =533.6MPa H2= =528MPaH1 H2， H = H2 = 528MPa（4）按齿面接触应力强度拟定中心距载荷系数 设齿轮按8级精度制造由表132，取K=1.2齿宽系数 齿轮相对于轴承非对称布置 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.35弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，ZH=2.46重叠度系数取Z1=22 ，Z2=iZ1=224.14 = 91.08 ，取Z2=91i=u=4.1363（误差0.1%5%，在5%容许范畴内）端面重叠度由式1319 =1.66 得： = 1.66 ,Y= 1.49由式1324 ， Z= =0.776螺旋角系数由式1325 ，Z=0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(4.14+1) =101.19mmmn=取mn=2mm重求中心距a = =115.52mm圆整中心距，取a = 118mm调节= cos-1=cos-1=16.738 （5）拟定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=22， z2=91 ；模数： mn=2mm拟定实际齿数比：分度圆直径：d1=45.950mmd2=190.052mm拟定齿宽：b=b2=aa=1180.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm （6）验算齿轮弯曲强度 由表134 、式138 得 同理可得：F2=327.36 MPa 当量齿数zv1=25.05(按25查表)zv2=103.36（按150查表） 齿形系数YFa和修正系数YSa由表133 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 重叠度系数Y由式1319 =1.62 螺旋角系数查图1317 ， 取Y= 0.88 校核弯曲强度F1 = =59.88MPa F1 同理，F2 = 64.803 MPa F2 两齿轮弯曲强度足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮设计计算 (1)拟定第二级齿轮有关系数 依照第一级齿轮有关系数算出二级齿轮相应规定参数：n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/minn3=174.08/3.188=54.60 r/min（2）选取齿轮材料及热解决办法 小齿轮选用45钢，调质解决 HBS=230250 大齿轮选用45钢，调质解决 HBS=190210（3）拟定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=601174.08525016=2.08108 NF2=0.65108 由图13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 应力修正系数 Yst=2最小安全系数 由表13-4，按普通可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=330.8MPa（4）许用接触应力计算 由机械设计图1313（如下所用根据均为机械设计课本中图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为:小齿轮Hlim1=580MP 大齿轮Hlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60174.08250516=2.08108 NH2=60154.60525016=0.65108由图1314得 ZN1=0.94 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 SHmin=1则需用接触应力为： H1= =545.2MPa H2= =528MPaH1 H2H = H2 = 528MPa（5）按齿面接触应力强度拟定中心距载荷系数由表132，取K=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.43弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12 由图1312 ，ZH=2.46重叠度系数取Z1=28 ，Z2=iZ1=283.188 = 89.26 ，取Z2=89i=u=3.178（误差不大于5%）端面重叠度,由式（13-19） =1.69由式1324:= 1.69 = 1.49螺旋角系数由式1325 ，Z=0.989设计中心距由式1313，a（u1）=(3.188+1)=141.16mmmn=2.35 取mn=2.5mm重求中心距a = =149.5mm圆整中心距，取a = 150mm调节= cos-1=cos-1=12.838 （6）拟定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=28， z2=89；模数： mn=2.5mm实际齿数比：拟定分度圆直径：d1=71.794mmd2=228.205mm拟定齿宽：b=b2=aa=1500.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm （7）验算齿轮弯曲强度 由表134 、式138 得 F1=372MPa F2=330.8 MPa 当量齿数zv1=30.20 （按30查表）zv2=96.02 （按100查表） 齿形系数YFa和修正系数YSa由表133 ，YFa1=2.53 YSa1=1.636 YFa2=2.18 YSa2=1.79 重叠度系数Y由式1319，Y=0.607 =1.686 螺旋角系数查图1317 ， 取Y= 0.89 校核弯曲强度F1 = =62.999MPa F1 同理计算得：F2 S1则： A2=S2=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N 与拭去误差较小 与拭去误差较大 反取e1、e2由表可知：运用线性插值法，可运用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43S1=e1R1=1009.9N 运用线性插值法，可运用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41S2=e2R2=1510.4N得：Fx+S2S1则： A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N再验证 这与假定e1、e2时相应，已经很接近，既可作为试算成果。 c 计算轴承当量动载荷1)轴承1=0.43，,则可知X1=,0.44，Y1=1.30。即：P1= fP(X1R1+Y1A1)=1.2（0.442348.66+1.302757.7）=5542.1N2）轴承2，可知X2=1，Y2=0，即：P2=fPR2=1.23683.96=4420.8N可得：P1P2即可按P=P1=5542.1N计算d 计算轴承寿命应用公式 =45.77年5/年即可安全使用。7310c轴承：D=110mm，d=50mm，B=27mm依照相似办法选定高速轴和中间轴上轴承型号分别为：7307c轴承：D=80mm，d=35mm， B=21mm 7306c轴承：D=72mm，d=30mm， B=19mm九、键连接和联轴器选取（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器选取 由前面计算成果知：高速轴工作转矩T=49.4119Nm，工作转速n=720r/min。查表181，工作状况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.449.4119=69.177Nm查表附表F-2查得：高速输入轴（与电动机相连一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5联轴器GB 432384，d=32mm，l=82mm许用转矩T=250Nm，许用转速n=3800r/min。因TcT，nn，故该联轴器满足规定。低速轴联轴器选用TL7GB 432384 许用转矩T=500Nm，许用转速n=3600r/min因TcT，nn，故该联轴器满足规定。选A型普通平键，d=32mm查表1516，初选 108GB109679：b=10mm，h=8mm，L=70mmp=12.868Mpa p强度足够。（2）中间轴（2轴）上键连接选取小齿轮选A型普通平键，d=42mm查表1516，初选128 GB109679：b=12mm，h=8mm，L=33mmp=70.875Mpa p强度足够。大齿轮选A型普通平键，d=42mm查表1516，初选128GB109679：b=12mm，h=8mm，L=60mmp=49.117 p强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器选取 由前面计算成果知：低速轴工作转矩T=600.9271Nm，工作转n=54.5955r/min。查表181，工作状况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298Nm查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器GB 584386，d=40mm，l=84mm。许用转矩T=1250Nm，许用转速n=4000r/min。因TcT，nn，故该联轴器满足规定。选A型普通平键，d=40mm查表1516，初选108 GB109679：b=10mm，h=8mm，L=84mmp=0.1Mpa p强度足够。Pw=4.2 kw总=0.8504Pr=4.939 kwPm=5.5 kwns=750r/minY160M28i=13.19i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91NMn1=750r/minp1=3.73kwT1=49.41Nmn2=173.89r/minP2=3.58kwT2=196.47Nmn3=54.60r/minp3=3.44kwT3=600.93Nmn4=54.60r/minp4=3.27kwT4=571.12NmHBS=230250HBS=190210NF1=8.64108 NF2=2.09108YN1=0.9 YN2=0.93Yst=2SFlim=1.25F1=360MPaF2=327.36MPaNH1=8108NH2=2.09108ZN1=0.92 ZN2=0.96SHmin=1H1 =533.6MPaH2= 528MPaH=528MPaK=1.2d=0.9a= 0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Z=0.776Z=0.989mn=2mma =118mm=16.738 d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mmF1 =360 MPaF2=327.36 MPaYFa1=2.62 YSa1=1.59YFa2=2.14 YSa2=1.83Y=0.713Y= 0.88F1=59.88MPa F1HBS=230250HBS=190210NF1=2.08108 NF2=0.65108YN1=0.93 YN2=0.94Yst=2SFlim=1.25F1=372MPaF2=330.8MPaHlim1=580MPaHlim2=550MPaNH1=2.08108NH2=0.65108ZN1=0.94 ZN2=0.96SHmin=1H1 =535.2MPaH2= 528 MPaH=528 MPaK=1.2d=0.9a= 0.43ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89 =1.69 =1.49Z=0.769Z=0.989 a =150mm=12.838mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18YSa2=1.79Y=0.695F1=62.999MPa F1F2 F2Mceq=91114.3Nmmd24.8mm45钢调质d38.4mmMCe=459090.38Nmmd43.7mmLh=30000hFr=2043Nn=54.595r/minB=27Cr=53500NC0r=47200N。fp=1.2ft=1RA=2348.66N RB=3683.956NFa=1247.3N初选e=0.43S1=1009.9NS2=1584.1NA2=1584.1NA1=2831.4Ne1=0.43S1=1009.9Ne2=0.41S2=1510.4N高速轴选用TL5型联轴器低速轴选用TL7型联轴器十、减速器箱体设计名 称符号计算公式结 果机座壁厚=0.025a+188mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚bb=1.512 mm机盖凸缘壁厚b1b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚pp=2.520mm箱座上肋厚mm0.858mm地脚螺钉直径dd =0.036a+10=11.47212mm地脚螺钉数目n双级66地角螺栓螺栓直径dM12M12螺栓通孔直径d15 15螺栓沉头座直径d04040地角凸缘尺寸L12424L22222轴承旁连接螺栓直径d10.75 d10轴 承旁螺栓螺栓直径d1M10M10螺栓通孔直径d11111沉头座直径D02