课程设计报告：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的传动系统，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〔允许误差±5%〕 输送带滚筒直径 d=300mm 减速器设计寿命为10年(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，常温下连续〔单向〕运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V的二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如以下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传输到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上的输送带6三、电动机的选择 1、电动机容量的选择由条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw== = 4.2 kw 设：η4w————输送机滚筒轴〔5轴〕效率至输送带间的传动效率； η4w =输送机滚筒轴〔ηcy=0.96〕×一对滚动轴承效率〔ηb=0.99〕；η01————η01=联轴器效率〔ηc =0.99〕；〔p19，查表3-1〕η12————η12 =闭式圆柱齿轮传动效率〔ηg=0.97〕×一对滚动轴承效率ηb=0.99；η23————η12 =闭式圆柱齿轮传动效率〔ηg=0.97〕×一对滚动轴承效率〔ηb=0.99〕；η34————联轴器效率〔ηc =0.99〕×一对滚动轴承效率〔ηb=0.99〕；则：η总=η01×η12×η23×η34×η4w =0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96 =0.8504Pr==4.939 kw取电动机额定功率 Pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速 nω===54.60r/min 由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。

3、电动机型号确实定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，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Y160M2—8，其主要数据如下：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、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比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、传动系统的运动和动力参数计算0轴〔电动机轴〕：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550=9550×=62.89N·m1轴〔减速器高速轴〕：n1= ==750r/minp1=p0η01=4.94×0.99=4.89kwT1=T0i01η01=62.89×1×0.99=62.26N·m 2轴〔减速器中间轴〕：n2= ==173.89r/minP2=p1η12=4.89×0.9603=4.70kwT2=T1i12η12=62.26×4.14×0.9603=247.52N·m3轴〔减速器低速轴〕：n3= ==54.60r/minp3=p2η23=4.70×0.9603=4.51kwT3=T2i23η23=247.52×3.19×0.9603=758.24N·m4轴〔滚筒轴〕n4= ==54.60r/minp4=p3η34=4.51×0.9801=4.42kwT4=T3i34η34=758.24×1×0.9801=743.15N·m上述计算结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(N·m)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η0．990.96030.96030.9801六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算〔1〕选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230~250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190~210 〔2〕确定许用弯曲应力：①弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮σFlim1=250MPa 大齿轮σFlim2=220MPa②寿命系数 应力循环次数 NF1=60 jHn1t=8.64×108 NF2=60 jHn2t =2.09×108 由图13-10 YN1=0.9 YN2=0.93③应力修正系数 由标准规定， Yst=2④最小平安系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25⑤许用弯曲应力 由试〔13-8〕 [σF2]=327.36MPa [σF1] > [σF2], [σF]= [σF2]=327.36MPa〔3〕许用接触应力计算 由机械设计图13—13〔以下所用依据均为机械设计课本中的图表〕得： 两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮σHlim1=580MPa 大齿轮σHlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×108NH2=60jHn1t= 60×1×173.89×250×5×16=2.09×108由图13—14得 ZN1=0.92 ZN2=0.96由表13— 4 得 最小平安系数 失效概率低于1/100, SHmin=1则需用接触应力为： [σH1]===533.6MPa [σH2]===528MPa[σH1] > [σH2], [σH] = [σH2] = 528MPa〔4〕按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数 设齿轮按8级精度制造由表13—2，取K=1.2②齿宽系数 齿轮相对于轴承非对称布置 由表13—6 ，软齿面取 φd=0.9由式13—15，φa=== 0.35③弹性系数 由表13—5 ， ZE=189.8④节点区域系数初设螺旋角β=12° 由图13—12 ，ZH=2.46⑤重合度系数取Z1=22 ，Z2=iZ1=22×4.14 = 91.08 ，取Z2=91i=u==4.1363〔误差0.1%<5%，在5%允许范围内〕端面重合度由式13—19 =1.66 得： εα= 1.66 ,Yβ= 1.49由式13—24 ， Zζ= ==0.776⑥螺旋角系数由式13—25 ，Zβ=0.989⑦设计中心距由式13—13，a≥〔u±1〕×=(4.14+1) ×=101.19mmmn≥=取mn=2mm重求中心距a = ==115.52mm圆整中心距，取a = 118mm调整ββ= cos-1[]=cos-1[]=16.738° 〔5〕确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=22， z2=91 ；模数： mn=2mm确定实际齿数比：分度圆直径：d1===45.950mmd2===190.052mm确定齿宽：b=b2=aφa=118×0.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm 〔6〕验算齿轮弯曲强度 由表13—4 、 式13—8 得 同理可得：[σF2]=327.36 MPa① 当量齿数zv1===25.05(按25查表)zv2===103.36〔按150查表〕② 齿形系数YFa和修正系数YSa由表13—3 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83③ 重合度系数Yε由式13—19 =1.62④ 螺旋角系数查图13—17 ， 取Yβ= 0.88⑤ 校核弯曲强度σF1 == =59.88MPa < [σF1] 同理，σF2 = 64.803 MPa < [σF2] 两齿轮弯曲强度足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (1)确定第二级齿轮相关系数 根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：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〕选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230~250 大齿轮选用45钢，调质处理 HBS=190~210〔3〕确定许用弯曲应力：①弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮σFlim1=250MPa 大齿轮σFlim2=220MPa②寿命系数 应力循环次数 NF1=60×1×174.08×5×250×16=2.08×108 NF2=0.65×108 由图13-10 YN1=0.93 YN2=0.94③应力修正系数 Yst=2④最小平安系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25⑤许用弯曲应力 由试〔13-8〕 [σF2]=330.8MPa〔4〕许用接触应力计算 由机械设计图13—13〔以下所用依据均为机械设计课本中的图表〕得： 两齿轮接触疲劳极限应力为:小齿轮σHlim1=580MP 大齿轮σHlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60×174.08×250×5×16=2.08×108 NH2=60×1×54.60×5×250×16=0.65×108由图13—14得 ZN1=0.94 ZN2=0.96由表13— 4 得 最小平安系数 SHmin=1则需用接触应力为： [σH1]===545.2MPa [σH2]===528MPa[σH1] < [σH2]·[σH] = [σH2] = 528MPa〔5〕按齿面接触应力。