机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器设计F=4000,V=1.6,D=400解读

结果计算及说明一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1——二级展开式圆柱齿轮减速器2——运输带3——联轴器（输入轴用弹性联轴器，输出轴用的是齿式联轴器）4——电动机5——卷筒已知条件：1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，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）动力源：电力，三相交流，电压380/220V5）运输带速度允许误差为±5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

7）运输带工作拉力4000N8）运输带工作速度1.6m/s9）卷筒直径400mm二. 设计要求1.完成减速器装配图一张。

2.绘制轴、齿轮、箱体零件图各一张。

3.编写设计计算说明书一份。

三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。

2) 该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。

二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性,制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点。

但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。

2、电动机的选择 1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，电压380V 。

2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为：kW v P w w4.611000/6.140001000/F =⨯⨯==η从电动机到工作机传送带间的总效率为：6543210ηηηηηηηη⋅⋅⋅⋅⋅⋅=∑由《机械设计课程设计手册》表1-7可知：η0——输入轴联轴器（弹性联轴器）效率，取为0.99；η1——第一级圆柱斜齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97； η2——输入轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99； η3——第二级圆柱直齿轮的传动效率，精度为8级，取为0.97； η4——中间轴上轴承（角接触球轴承）效率，取为0.99 η5——输出轴上轴承（深沟球轴承）的传动效率，取为0.99； η6——输出轴联轴器（齿式联轴器）效率，取为0.99895.099.097.097.099.099.036543210=⨯⨯⨯⨯==∑ηηηηηηηη所以电动机所需工作功率为kW P P wd 15.7895.04.6===∑η3）确定电动机转速kw P w 4.6=895.0=∑η按手册推荐的传动比合理范围，二级展开式圆柱齿轮减速器传动比25~9'=i而工作机卷筒轴的转速为min /4.7640014.36.1100060100060r D v n w =⨯⨯⨯=⨯=π所以电动机转速可选范围为 N d =i*n w =(9-25)* 76.4r/min=(687.6-1910)r/min符合这一范围的同步转速有750、1000 、1500 三种。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 的电动机。

根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12-1选定电动机型号为Y160M-6。

其主要性能如下表： 电动机型号额定功率 （kw ）满载转速 (r/min) 额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩质量 （kg ） Y160M-6 7.5 9702.0 2.01193.计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比(1).总传动比∑i 为 wm n ni =∑=970/76.4=12.7 (2).分配传动比 I I I ∑=i i i其中：为高速级传动比I i ，为低速级传动比Ⅱi ，且Ⅱi i )5.1~3.1(=I取3=I Ii ，即ⅰⅠ=12.7/3=4.234. 计算传动装置的运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴1).各轴的转速m in 4.76r n w =选定电动机型 号Y160M-67.12=∑i23.4=I i3=I I iI 轴 m in970r n n m ==III 轴 m in 3.229r i n n ==III IIII 轴 min 43.76r i n n ==I II II I I2).各轴的输入功率 I 轴 kW P P d 08.720==I ηηII 轴kWP P 8.631==I I I ηηIII 轴 kW P P 53.654==I I I I I ηη3）.各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td 为Td=9550×1000×Pd/n d = 70.39N ·mI 轴 m N T T d ⋅==I 69.6920ηη II 轴 m N i T T ⋅==I I I I2.28331ηηIII 轴 mm N i T T ⋅==I I I II I I 93.81554ηη5. 齿轮的设计5.1.高速级大小齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(3)材料选择。

由《机械设计》表6.1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

(4)选小齿轮齿数221=z ，则大齿轮齿数03.9312==I I z i z ，取Z 2=93(5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数0.1=Φd (6)初选螺旋角β=14° 2) 初步设计齿轮主要尺寸m in970r n =Im in3.229r n =I Imin43.76r n =I I Ikw P 08.7=Ikw P 8.6=I Ikw P 53.6=I I I选用直齿圆柱齿轮传动8级精度小齿轮材料45钢（调质） 大齿轮材料40Cr(调质) 0.1=Φd(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。

两者比较校核。

(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 []32112⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅±⋅Φ≥H EH tZ Z d KT d σμμεα 1> 确定公式内的各计算数值 1）.试选载荷系数6.1=tK 。

2）.计算小齿轮传递的转矩 m N n P T ⋅=⨯=I69.69105.951513）.由10-30选取区域系数ZH=2.4334）.由图10-26查得575.1,81.0,765.02121=+===εαεαεαεαεα5）.需用接触应力，由10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ，大齿轮的解除疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。

6）由式10-14计算应力循环次数 89911028.523.41023.221023.23840019706060138400830082⨯=⨯=⨯=⨯⨯⨯===⨯⨯⨯=N jL n N hL h h7）由图10-19取接触疲劳寿命系数95.0;90.02==HN HM K K 8）计算接触疲劳许用应力 取安全系数S=1 MPa MPa SK HN H 5406009.0][1lim 11=⨯==σσMPa MPa SK HN H 5.52255095.0][2lim 22=⨯==σσ [][][]MPa H H H 25.5312528540221=+=+=σσσ2>.计算6.1=t KmmN T ⋅⨯=4110969.6MpaZ E 206=MPaH 6001lim =σMPaH 5502lim =σ911023.2⨯=N821028.5⨯=N9.01=HN K 95.02=HN KMPa540][σ1H =MPaH 5.522][2=σ1）.计算小齿轮分度园直径 []s m Z Z d KT d H EH t /95.5012321=⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅±⋅Φ≥σμμεα2）.计算圆周速度v 。

s m n d v t 59.210006011=⨯=π3）.计算齿宽b 及模数mm d b t d 95.501=⨯Φ= mm Z d m nt 25.22214cos 95.50cos 11=⨯==οβ mm m h nt 05.525.225.225.2=⨯==39.1005.525.50==h b4）计算纵向重合度744.114tan 221318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=⋅⋅Φ=︒βεβZ d 5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献[2]表10-2选取使用系数取1A K = 根据s m v 59.2=，8级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数13.1=v K ；由表10-4查得453.1=βH K ；由参考文献[2]图10-13查得 1.34F K β= 由表10-3查得 1.4H F K K αα==。

故载荷系数 3.24.1453.113.11=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献[2]式（10-10a ） 得mm mm K K d d t t 5.576.13.295.503311=⨯== 7）计算模数mm d t 95.501=s m v 59.2=13.1=V K1=A K3.2=Kmm mm Z d m n 54.22214cos 5.57cos 11=⨯==︒β3．按齿根弯曲强度设计 由参考文献[2]式（10-17） 213212cos []Fa Sa n d F KTY Y Y m Z βαβφεσ≥⋅ （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 09.232.14.113.11=⨯⨯⨯==βαF F v A K K K K K2）根据纵向重合度744.1=βε，从参考文献[2]图10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.883）计算当量齿数 86.101cos 93cos 1.2414cos 22cos 33223311======︒βββZ Z Z Z v v 4）查取齿型系数 由参考文献[2]表10-5查得647.21=Fa Y ；179.22=Fa Y5）查取应力校正系数 由参考文献[2]表10-5查得591.11=Sa Y ；791.12=Sa Y6）由参考文献[2]图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限1500FE a MP σ=，大齿轮的弯曲疲劳极限2380FE a MP σ=7）由参考文献[2]图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K ； 8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献[2]式（10-12）得MPaMPa S K MPaMPa S K FE FN F FE FN F 86.2384.138088.0][57.3034.150085.0][222111=⨯=⋅==⨯=⋅=σσσσ9）计算大，小齿轮的][F SaFa Y Y σ⋅，并加以比较mm m 54.2=MPa F 5001lim =σ MPa F 3802lim =σ85.01=FN K 88.02=FN K4.1=F SMPaF 57.303][1=σMPaF 92.280][2=σ43.1=K01634.086.238791.11798.2][01387.057.303591.1647.2][222111=⨯=⋅=⨯=⋅F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ大齿轮的数值大 （2）设计计算()mm mm m n 73.101634.0575.122114cos 88.01069.6909.223223=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥︒对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2n m mm =，已可满足弯曲强度。