二级同轴式减速器课程设计Word文档格式.docx

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设计说明书的编写

第2章传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：

同轴式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：

减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，当两个大齿轮侵油深度较深时，高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥。

常用于输入轴和输出轴同轴线的场合。

第3章电动机的选择

3.1电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：

载荷平稳、单向连续旋转。

所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

3.1.1电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw=Fν/1000ηw，其中F=2300N，V=1.1m/s，ηw为工作机的传动率。

Pw＝2.53kW

2）传动装置总效率为

η＝

＝0.842

分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动及带式输送机的效率。

由表2-4选取η1=0.99，η2=0.99，η3=0.97，η4=0.95

电动机所需功率为pd=pw/η=3.005kw

3.1.2电动机转速的选择

电动机通常采用的同步转速有1000r/m和1500r/m两种，现对两种转速作对比。

由表16-3可知，同步转速是1000r/m的电动机，其满载转速nm是960r/min,同步转速是1500r/m的电动机，其满载转速nm是1440r/m。

3.1.2工作机的转速为

Nm=60×

1000v/πD=60×

1000×

1.1/3.14×

300=70.064r/min

总传动比i=nm/nw,其中nw为电动机的满载转速。

现将两种电动机的有关数据列于表1-1作比较。

表3-1两种电动机的数据比较

方案

电动机型号

额定功率

同步转速

/（r/min）

满载转速

总传动比i

Ⅰ

Y132M1-6

4

1000

960

13.702

Ⅱ

Y112M-4

1500

1440

20.553

由表1-1可知，方案Ⅱ总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案Ⅰ较合理。

3.1.3电动机型号的确定

根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y132M1-6。

查《机械设计课程设计》表16-3和《机械设计课程设计》表16-4，知电动机有关参数如下：

电动机额定功率P=4kw

电动机的满载转速nm=960r/min

电动机的外伸轴直径D=38mm

电动机的外伸轴长度E=80mm

第4章计算传动装置的运动和动力参数计算

4.1总传动比及其分配

总传动比i=nm/nw=960/70.064=13.702

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i=13.702,所以i1＝i2=3.7速度偏差为±

5%，所以可行。

4.1.1计算传动装置各轴的运动和动力参数

根据传动装置中各轴的安装顺序，对轴一次编号为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴。

n0=nm=960r/min

n1=n0=960r/min

n2=n1/i1=960/3.7=259.459r/min

n3=n2/i2=70.124r/min

n4=n3=70.124r/min

4.1.2传动装置中各轴的功率计算

p0=pd=3.005kw

P1=p0η1=3.005kw×

0.99=2.975kw

P2=p1η2η3=2.975×

0.99×

0.97kw=2.857kw

p3=p2×

η3η2=2.857×

0.97×

0.99kw=2.744kw

p4=p3×

η3×

η4=2.744×

0.95kw=2.529kw

4.1.3传动装置中各轴的输入转矩

T0=Td=9550pd/nm=9550×

3.005/960N·

m=29.893N·

m

T1=9550p1/n1=9550×

2.975/960N·

m=29.595N·

T2=9550×

p2/n2=9550×

2.857/259.459N·

m=105.159N·

T3=9550×

p3/n3=9550×

2.744/70.124N·

m=373.698N·

T4=9550×

p4/n4=9550×

2.529/70.124N·

m=344.418N·

将传动装置中各轴的功率、转速、转矩列表

表1-2轴的各参数

参数

0轴

1轴

2轴

3轴

4轴

转速n/（r/min）

960

259.459

70.124

功率P/kw

3.005

2.975

2.857

2.744

2.529

转矩T/（N·

m）

29.893

29.595

105.159

373.698

344.418

第5章传动件设计计算

5.1低速级齿轮传动的设计

5.1.1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）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度。

（3）选小齿轮齿数

，大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.7×

24=89,齿数比μ=89/24=3.708

5.1.2按齿面接触强度设计

由设计计算公式10-9a进行试算，即

（1）确定公式内的各计算参数值

1）试选载荷系数

2）小齿轮传递的转矩

　　　T=105.159N·

3）由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数

4）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数189.8Mpa1/2

5）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得

小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝650MPa

大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝600MPa

6）由《机械设计（第八版）》式10-13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×

259.459×

1×

（2×

8×

300×

8）＝5.978×

108

N2＝N1/3.7＝1.612×

7）由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1＝0.90；

KHN2＝0.98

8）计算接触疲劳强度许用应力

　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由《机械设计（第八版）》式10-12得

[σH]1＝＝0.90×

650MPa＝585MPa

[σH]2＝＝0.98×

600MPa＝588MPa

（2）计算

1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值。

=61.111mm

（3）计算圆周速度ν。

v=

=3.14×

61.111×

259.459/60×

1000=0.830m/s

（4）计算齿宽b及模数m

b=φdd1t=1×

61.111mm=61.111mm

mt=d1t/z1=61.111/24=2.546mm

（5）计算齿宽与齿高之比b/h

齿高h=2.25mt=2.25×

2.546mm=5.729mm

b/h=61.111/5.729=10.667

（6）计算载荷系数K

已知载荷平稳，由《机械设计（第八版）》表10-2查得，所以取KA=1

根据v=0.830m/s,7级精度，由《机械设计（第八版）》图10—8查得动载系数KV=1.04；

由《机械设计（第八版）》表10—4查得小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.417

由《机械设计（第八版）》表10—3查得KHα=KFα=1。

由b/h=10.667，KHβ=1.417查《机械设计（第八版）》图10-13得KFβ=1.325故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×

1.04×

1.417=1.474

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由《机械设计（第八版）》式（10—10a）得

d1=

=63.724mm

（7）计算模数m

m=d1/z1=63.724/24=2.655mm

5.1.3按齿根弯曲强度设计

（1）确定公式内的各计算参数值

1）由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=550MPa,σFE2=400MPa;

2）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.90；

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计（第八版）》式（10-12）得

[σF]1=KFN1σFE1/s=0.85×

550/1.4=333.929MPa

[σF]2=KFN2σFE2/s=0.90×

400/1.4=257.143MPa

4）计算载荷系数K。

K=KAKVKFαKFβ=1×

1.325=1.378

5）查取齿形系数。

由《机械设计（第八版）》表10-5查得YFa1=2.65；

YFa2=2.202

6）查取应力校正系数

由《机械设计（第八版）》表10－5查得Ysa1=1.58；

Ysa2=1.779

7）计算大小齿轮的

并加以比较

=2.56×

1.58/333.929=0.0121

=2.202×

1.779/257.143=0.01523

大齿轮的数值大。

（2）设计计算

=1.972mm

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m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，儿齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数1.972mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=61.111mm，算出小齿轮的齿数

z1=d1/m=61.111/2=30.556≈31

大齿轮齿数z2=3.7×

31=114.7≈115

这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

5.1.4几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=z1m=31×

2mm=62mm

d2=z2m=115×

2mm=230mm

（2）计算中心距

a=d1+d2/2=62+230/2=146m0m

（3）计算齿轮宽度

b=φdd1=1×

62mm=62mm

取B1=65mm,B2=70mm。

以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件。

5.2高速级齿轮传动设计

5.2.1选精度等级、材料及齿数

（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度；

（3）根据所给要求的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（4）试选小齿轮齿数z1＝31，大齿轮齿数z2＝z1×

i2=31×

3.7=114.7，取z2=115。

齿数比μ=115/31=3.7

5.2.2按齿面接触强度设计