二级同轴式减速器课程设计Word文档格式.docx

1、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 =F/1000w，其中F=2300N，V=1.1m/s，w为工作机的传动率。 Pw2.53kW 2） 传动装置总效

2、率为 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1=0.99，2=0.99，3=0.97，4=0.95电动机所需功率为pd=pw/=3.005kw3.1.2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=601000v/D=6010001.1/3.14300=70.064r/min总传动比i=nm/nw,其中nw为电动机的满载转速

3、。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iY132M1-64100096013.702Y112M-41500144020.553由表1-1可知，方案总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案较合理。 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=8

4、0mm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i1i2。因为i=13.702,所以i1i2=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

5、.005kwP1=p01=3.005kw0.99=2.975kwP2=p123=2.9750.990.97kw=2.857kwp3=p232=2.8570.970.99kw=2.744kwp4=p334=2.7440.95kw=2.529kw4.1.3传动装置中各轴的输入转矩T0=Td=9550pd/nm=95503.005/960Nm=29.893NmT1=9550p1/n1=95502.975/960Nm=29.595NT2=9550p2/n2=95502.857/259.459Nm=105.159NT3=9550p3/n3=95502.744/70.124Nm=373.698NT4=95

6、50p4/n4=95502.529/70.124Nm=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） 960259.45970.124功率P/kw3.0052.9752.8572.7442.529转矩T/（Nm）29.89329.595105.159373.698344.418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

7、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=3.724=89,齿数比=89/24=3.7085.1.2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=105.159N3） 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189.8Mpa1/25）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Hlim1650MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2600MPa6）由机械设计（第八版）式10-1

8、3计算应力循环次数 N160n1jLh60259.4591（283008）5.978108 N2N1/3.71.6127）由机械设计（第八版）图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90；KHN20.988）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由机械设计（第八版）式10-12得 H10.90650MPa585MPa H20.98600MPa588MPa（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值。=61.111mm （3）计算圆周速度。v=3.1461.111259.459/601000=0.830m/s （4）计算齿宽b及模数mb=dd1t=161.

9、111mm=61.111mmmt=d1t/z1=61.111/24=2.546mm（5）计算齿宽与齿高之比b/h齿高 h=2.25mt=2.252.546mm=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108查得动载系数KV=1.04；由机械设计（第八版）表104查得小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417 由机械设计（第八版）表103查得KH=KF=1。 由b/h=10.667，KH=1.417查机械设计（第八版）图10-1

10、3得KF=1.325故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.041.417=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（1010a）得 d1=63.724mm（7）计算模数m m=d1/z1=63.724/24=2.655mm5.1.3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FE1=550MPa, FE2=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

11、（10-12）得 F1=KFN1FE1/s=0.85550/1.4=333.929MPa F2=KFN2FE2/s=0.90400/1.4=257.143MPa4）计算载荷系数K。 K=KAKVKFKF=11.325=1.3785）查取齿形系数。由机械设计（第八版）表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.2026）查取应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.7797）计算大小齿轮的并加以比较=2.561.58/333.929=0.0121=2.2021.779/257.143=0.01523 大齿轮的数值大。（2）设计计算=1.972mm 对比计

12、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=30.55631大齿轮齿数 z2=3.731=114.7115 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=312mm=62mm d2=

13、z2m=1152mm=230mm（2）计算中心距 a=d1+d2/2=62+230/2=146m0m（3）计算齿轮宽度 b= dd1=162mm=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z131，大齿轮齿数z2z1i2=313.7=114.7，取z2=115。齿数比=115/31=3.75.2.2按齿面接触强度设计