机械设计课程设计双级圆柱齿轮减速器.docx

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机械设计课程设计双级圆柱齿轮减速器

.

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下图所示：

Word文档

.

计算及说明结果

Pw=4.2kw

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

速器过联轴4输出到鼓轮5上的输送带6η总=0.8504

三、电动机的选择

1、电动机容量的选择

由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率

FV40000.8

Pw===4.2kw

1000

1000

设：

η

输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间的传动效率；η

4w————

4w=输送机滚筒轴（ηcy=0.96）×一对滚动轴承效率（η

b=0.99）；

η

————

η=联轴器效率（η

c

=0.99）；（p19，查表3-1）

01

01

η

————

η=闭式圆柱齿轮传动效率

（η=0.97）×一对滚动轴承

12

12

g

效率η=0.99；

b

η

————

η=闭式圆柱齿轮传动效率

（η=0.97）×一对滚动轴承

23

12

g

效率（ηb=0.99）；

η

————

联轴器效率（η=0.99）×一对滚动轴承效率（η=0.99）；

34

c

b

则：

总

01

1223344w

η

=η×η×η×η×η

=0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96

=0.8504

Pr=4.939kw

Pm=5.5kw

ns=750r/min

Y160M2—8

Pw

Pr=

=4.939kw

总

取电动机额定功率

Pm=5.5kw

2、电动机转速的选择

输送机滚筒轴的工作转速

i=13.19

nω=

60000v

600000.8

=

=54.60r/min

d3.14280

Word文档

.

计算及说明

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、电动机型号的确定

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，卧式封闭结构，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=nm=720=13.19

n54.60

由系统方案知

i01=1；i34=1

取高速传动比i12=

1.3i=

1.313.19=4.14

i

13.19

低速传动比i23=

=

=3.19

i12

4.14

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/min

p0=pr=4.94kw

结果

i12=4.14

i23=3.19

n0=750r/min

p0=3.76kw

T0=49.91N·M

n1=750r/min

p1=3.73kw

T1=49.41N·m

n2=173.89r/min

P2=3.58kw

T2=196.47N·m

n3=54.60r/min

p3=3.44kw

Word文档

.

计算及说明

T0=9550P0=9550×3.76=62.89N·m

n0750

1轴（减速器高速轴）：

n1=

n0=

750

=750r/min

i01

1

p1=p0η01=4.94×0.99=4.89kw

T1=T0i01η01=62.89×1×0.99=62.26N·m

2轴（减速器中间轴）：

n2=n1=750=173.89r/min

i124.14

P2=p1η12=4.89×0.9603=4.70kw

T2=T1i12η12=62.26×4.14×0.9603=247.52N·m

3轴（减速器低速轴）：

n3=n2=173.89=54.60r/min

i233.19

p3=p2η23=4.70×0.9603=4.51kw

T3=T2i23η23=247.52×3.19×0.9603=758.24N·m

4轴（滚筒轴）

n4=n3=54.60=54.60r/min

i341

p4=p3η34=4.51×0.9801=4.42kw

T=T

i

34

η=758.24×1×0.9801=743.15N·m

4

3

34

上述计算结果和传动比效率汇总如下：

电动机

两级圆柱齿轮减速器

工作机

轴号

0轴

1轴

2轴

3轴

4轴

转速n（r/min）

720

720

173.89

54.60

54.60

结果

T3=600.93N·m

n4=54.60r/min

p4=3.27kw

T4=571.12N·m

HBS=230~250

HBS=190~210

NF1=

8

8.64×10

NF2=

8

2.09×10

YN1=0.9

YN2=0.93

Word文档

.

计

算

及

说

明

功率P（kW）

4.94

4.89

4.70

4.51

4.42

转矩T（N·m）

62.89

62.26

247.52

758.24

743.15

两轴连接件、传动件

联轴器

齿轮

齿轮

联轴器

传动比i

1

4.14

3.19

1

0.960

传动效率η

0．99

0.9603

0.9801

3

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

结果

Yst=2

SFlim=1.25

[σF1]

=360MPa

[σF2]

=327.36MPa

（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=220MPa

NH1

=8×10

8

②寿命系数应力循环次数

N

=60j

n

8

N=60j

8

F1

H

t=8.64×10

H

nt=2.09×10

1

F2

2

由图13-10YN1=0.9YN2=0.93

③应力修正系数由标准规定，Yst=2

④最小安全系数

由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25

⑤许用弯曲应力由试（13-8）

Flim1YN1YST

2500.92

F1

360MPa

SFlim

1.25

[σF2]=327.36MPa

[σF1]>[σF2],[σF]=[σF2]=327.36MPa

（3）许用接触应力计算

NH2

8

=2.09×10

ZN1=0.92

SHmin=1

[σH1]

=533.6MPa

[σH2]

=528MPa

[σH]

=528MPa

K=1.2

φd=0.9

Word文档

.

计算及说明

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

8

NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×10

N

=60j

8

H2

nt=60×1×173.89×250×5×16=2.09×10

H1

由图13—14

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

]=

Hlim1ZN1

=

580

0.92

=533.6MPa

[σ

SHlim1

1

H2

]=

Hlim2ZN2

=

528

0.96

=528MPa

[σ

SHlim2

1

[σ]>[σ],

[σ]=[σ]=528MPa

H1

H2

H

H2

（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=1.2

②齿宽系数

齿轮相对于轴承非对称布置

由表13—6

，软齿面取

φ=0.9

d

由式13—15，φa=

2d

=

20.9

=0.35

u1

4.141

③弹性系数

由表13—5

，ZE=189.8

④节点区域系数

初设螺旋角β=12°

由图13—12

，ZH=2.46

⑤重合度系数

取Z=22

，Z

=iZ

=22×4.14=91.08

，取Z

=91

1

2

1

2

结果

φa=0.35

ZE=189.8

ZH=2.46

Z1=22

Z2=91

Zε=0.776

Zβ=0.989

mn=2mm

Word文档

.

计算及说明结果

91

i=u==4.1363（误差0.1%<5%，在5%允许围）

22

端面重合度

由式13—19a

1.883.21

1

cos

Z1

Z2

1.883.21

1

cos

22

91

a=118mm

=1.66

Y

122tan

1.491

β=16.738°

得：

εα=1.66,Yβ=1.49

由式13—24

，Z=

1

1

=

=0.776

ζ

1.66

⑥螺旋角系数

由式13—25，Zβ=0.989

⑦设计中心距

由式13—13，

a≥（u±1）×3

500KT

ZEZHZZ

）

au

（

[H]

=（4.14+1）×3

500

1.2

49.41

189.8

2.46

0.78

0.989

2

0.35

（

528

）

4.18

=101.19mm

2

cos

=

2

101.19

cos12

1.751

mn≥

z2

22

91

z1

取mn=2mm

重求中心距

a=

mn（z1

z2）=

2

（2291）

=115.52mm

2cos

2

cos12

圆整中心距，取

a=118mm

d1=45.950mm

d2=190.052mm

b=45mm

b1=50mm

[σF1]

Word文档

.

计

算

及

说

明

调整β

β=cos-1

[mn（z1

z2）]=cos-1

[

2

（2291）

]=16.738°

2a

2

118

（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：

u

Z1

91

Z2

4.136

22

分度圆直径：

d1=

mnz1

=

2

22

=45.950mm

cos

cos16.738

d2=

mnz2

=

2

91

=190.052mm

cos

cos16.738

确定齿宽：

b=b

2

=aφ=118×0.35=41.3mm

取b=b

2

=45mm

a

b1=b2+5=45+5=50mm

（6）验算齿轮弯曲强度

由表13—4

、式13—8

得

FlimYN1YST

250

0.9

2/1.25

360MPa

F1

SFlim

同理可得：

[σF2]=327.36MPa

①当量齿数

zv1

=

z1

=

22

cos3

cos3

=25.05（按25查表）

16.738

v2

=

z2

=

93

z

cos3

cos3

=103.36（按150查表）

16.738

②齿形系数YFa和修正系数YSa

由表13—3，YFa1=2.62YSa1=1.59

YFa2=2.14YSa2=1.83

结果

=360MPa

[σF2]

=327.36MPa

YFa1=2.62

YSa1=1.59

YFa2=2.14

YSa2=1.83

Yε=0.713

Yβ=0.88

σF1=

59.88MPa

<[σF1]

Word文档

.

计算及说明

③重合度系数Yε由式13—19

a

1.883.2

1

1

cos

=1.62

Z1

Z2

Y

0.75

0.713

0.25

a

④螺旋角系数

查图13—17，取Yβ=0.88

⑤校核弯曲强度

F1

2000KT

YFa1YY

σ=

bd1mn

=

2000

1.2

49.412.62

0.713

0.88

45

45.950

2

=59.88MPa<[

σ]

F1

同理，σ

F2

=64.803MPa<[σ]

F2

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=174.08r/min

i2=i/i1=13.088/4.136=3.188r/min

n3=174.08/3.188=54.60r/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=220MPa

②寿命系数应力循环次数

结果

HBS=230~250

HBS=190~210

NF1=

8

2.08×10

NF2=

8

0.65×10

YN1=0.93

YN2=0.94

Yst=2

SFlim=1.25

[σF1]

=372MPa

[σF2]

=330.8MPa

σHlim1

=580MPa

σHlim2

=550MPa

Word文档

.

计算及说明

NF1=60×1×174.08×5×250×16=2.08×10

NF2=0.65×108

8

结果

NH1=2.08×10

NH2=0.65×10

ZN1=0.94

8

8

由图13-10

Y=0.93

Y=0.94

N1

N2

③应力修正系数Yst=2

④最小安全系数

由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25

⑤许用弯曲应力由试（13-8）

Flim1YN1YST

2500.932

F1

372MPa

SFlim

1.25

[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

ZN2=0.96

SHmin=1

[σH1]

=535.2MPa

[σH2]

=528MPa[σH]=528MPa

K=1.2

φd=0.9

φa=0.43

应力循环次数

NH1=60×174.08×250×5×16=2.08×10

8

8

ZE=189.8

Z=2.46

NH2=60×1×54.60×5×250×16=0.65×10

由图13—14

得

Z

=0.94

Z

N2

=0.96

N1

由表13—4

得

最小安全系数

SHmin=1

则需用接触应力为：

H1

]=

Hlim1ZN1

580

0.94

=545.2MPa

[σ

SHlim1

=

1

H2

]=

Hlim2ZN2

550

0.96

=528MPa

[σ

SHlim2

=

1

[σ]<[σ]·[σ]=[σ]=528MPa

H1

H2

H

H2

H

Z1=28

Z2=89

εα=1.69

εβ=1.49

Word文档

.

计算及说明

（5）按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数

由表13—2，取K=1.2

②齿宽系数