机械设计课程设计二级减速器文档格式.docx
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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。
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:
1.3原始数据
题号
参数
1
运输带工作拉力F/KN
2600
运输带工作速度v/(m/s)
1.1
卷筒直径D/mm
220
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。
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
工作机所需功率Pw
设计方案的总效率
=0.99(两对联轴器的效率相等)
=0.99,=0.98,=0.99
=0.97(两对齿轮的效率取相等)
则:
==0.886
电动机所需工作功率
2.3电动机转速的选择
由v=1.1m/s求卷筒转速nw
V==1.1→nw=95.50r/min
电动机可选转速范围
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]*nw
nd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
质量/Kg
Y100L1-4
2.2
1430
2.3
34
Pw=2.86KW
=0.886
=3.23KW
nw=95.50r/min
nm=1430r/min
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:
=nm/nwnw=95.50r/minnm=1430r/mini=14.97
3.2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
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==317.78r/min
低速轴3n3==96.30r/min
卷筒轴n4=96.30r/min。
计算各轴功率
高速轴1P1=Pd*=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*=3.0708*0.97*0.98=2.92Kw
卷筒轴P4=P3*=2.9191*0.99*0.99=2.86Kw
计算各轴转矩
电动机输出转矩
i=14.97
i1=4.5
i2=3.3
各轴转速
n0=1430r/min
n1=1430r/min
n2=317.78r/min
n3=96.30r/min
n4=96.30r/min
各轴功率
P1=3.20Kw
P2=3.07Kw
P3=2.92Kw
P4=2.86Kw
高速轴1
中间轴2
低速轴III
卷筒轴
项目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
卷筒
转速(r/min)
317.78
96.30
功率(kW)
3.23
3.20
3.07
2.92
2.86
转矩(N·
m)
21.6
21.4
92.3
290.0
284.0
传动比
4.5
3.3
4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
3.20Kw
1430r/min
21.4N·
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
≥
1)确定公式内的各计算数值
=
T2=
T3=
T4=
8级精度
z1=20
z2=90
(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=2.433
(5)由图10-26查得=0.755,=0.82,
则=+=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
(8)由[1]图10-19查得接触疲劳寿命系数,
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
=0.90×
600MPa=540MPa
=0.95×
500MPa=522.5MPa
则许用接触应力为:
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径
≥=34.24mm
(2)计算圆周速度
v===2.56m/s
(3)计算齿宽b及模数m
(4)计算纵向重合度
(5)计算载荷系数K
由表10-2查得使用系数
根据,8级精度,由图10-8查得动载系数
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,
查图10-13得:
由表10-3得,
故载荷系数
(6)按实际载荷系数校正分度圆直径
由式10-10a得:
(7)计算模数m
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
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数:
(2)根据纵向重合度,从图10-28查得:
(3)计算当量齿数:
(4)查取齿形系数:
由表10-5查得
(5)查取应力校正系数:
(6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,
大齿轮的弯曲强度极限
(7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,
(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
(9)计算大小齿轮的并加以比较:
(大齿轮的大)
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数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.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来计算相应的齿数:
取
3)几何尺寸计算
(1)计算中心距
故圆整后取中心距为
(2)修正螺旋角
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
(4)计算齿轮宽度
调整后取。
模数
分度圆直径
齿宽
齿数
小齿轮
1.5
37.09
37
24
大齿轮
166.91
31
108
4.2低速齿轮的计算
3.07KW
317.78r/min
92.3N·
直齿
选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
2)精度等级选用8级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=79的;
4.2.1按齿面接触强度设计
由设计公式(10-9a)进行计算,即
1)确定各计算值
(1)试选载荷系数
(2)计算小齿轮传递的转矩,
(3)由表10-7选取齿宽系数
(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数
(5)由图10-21d按齿面硬度查得:
小齿轮的接触疲劳强度极限;
大齿轮的接触疲劳强度极限;
(6)由式10-13计算应力循环次数
(7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数
,
(8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由(10-12)得
(1)试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值
=63.63mm
(2)计算圆周速度v
(3)计算齿宽b
(4)计算齿宽与齿高比b/h
模数
齿高
(5)计算载荷系数
直齿轮
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
由,,查图10-13得
故载荷系数:
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)
得
4.2.2按齿根弯曲强度