二级减速器课程设计--二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器的设计

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1、1二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器的设计每日三班制工作，工作期限为 7 年。已知条件：输送带带轮直径 d=320mm,输送带运行速度 v=0.628m/s,转矩 .mNT60一、传动装置的总体设计1.1 传动方案的确定21.2 电动机的选择计算项目 计算及说明 计算结果1、选择电动机的类型根据用途选用 Y 系列三相异步电动机2、选择电动机的功率输送带所需拉力为NdTF37502.6输送带所需功率为 kWvPw.108.查表 2-1，取 v 带传动效率 =0.96， 带一对轴承传动效率 =0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率 =0.97，联轴 承 齿 轮轴器传动效率 =0.99，则电动机到工作间的总效率为

2、联 联齿 轮轴 承带总 24= 859.0.97.0.9602电机所需工作效率为 kWPw742.30总根据表 8-2 选取电动机的额定功率 edNF3750kww.20.859总kw742.0ed33、确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为min/5.372068.1106rDvnw由表 2-2 知 v 带传动比 ,二级圆柱齿轮减4带i器传动比 ,则传动比的范围为8齿i1602 ）（）（齿带总电机的转速范围为min/165.370 rinw）（总由表 8-2 可知，符合这一要求的同步电动机由转速有1000r/min、1500r/min 和 3000r/min，考虑 3000r/min 的电动

3、机转速太高，而 1000r/min 的电动机体积大且贵，故选用转速为 1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为 1420r/min，型号为 Y100L2-4min5.37rwmin140r31.3 传动比的计算与分配计算项目 计算及说明 计算结果1、总传动比 87.35.1420wmni总 37.8总i2、分配传动比 根据传动比范围，取带传动比 ，减速传动比为5.2带i1.5.2378带总i高级传动比为2189.3.ii 2.5带i89.321i1.4 传动装置运动、动力参数的计算计算项目 计算及说明 计算结果1、各轴转速电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各

4、轴转速为min/498.37in/498.3720.15i/.68min/5.2140i/23201rnriinriwm带 min/498.37i/.in/940.15mi/68in/142032rrrw2、各轴输入功率按电动机额定功率 计算各轴输入功率，即 edPkWPk379.2.09.427. 45858.63.2907423w-3221100 联轴 承 齿轴 承 齿轴 承带 kPkP72.8.97.201.3w34计算项目 计算及说明 计算结果3、各轴转矩 mNnPT mNnPTww 84.60549.37295095019.27.15834632.909501.73322110 mN

5、TmNTw84.60519.427.653.41.830二、传动件的设计计算2.1 带传动的设计计算项目 计算及说明 计算结果1、确定计算功率由于是带式输送机，每天工作三班，查机械设计 （V 带设计部分未作说明皆查此书）表 8-6 得， 工作情况系数 1.AKkWPKAd 016.3742.101.AKkWPd72.32、选择 V 带的带型 由 、 由图 8-2 选用 A 型 V 带n A 型 V 带3、确定带轮的基准直径 并d验算带速 带v初选小带轮的基准直径 。由表 8-7 和表 8-8，取小带轮的基准直1d径 md125验算带速 带v smnd /289.106425106带,故带速合适

6、。ss/3/5因 为计算大带轮的基准直径 2dmdi 5.1.12根据表 8-7，圆整为 d32md125smv/289.带 md31525计算项目 计算及说明 计算结果4、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 dL根据 ，初步确定中心距为)(2)(7.021021dda为mm80)35(38)52(. 0使结构紧凑，取偏低值， a40计算带所需的基准长度 maddaddaLd 2.15094)3()152(40 4)()(02121021 由表 8-2 选带的基准长度 Ld6计算实际中心距 a。Lad 4.52.10940210 a40mLd1605、验算小带轮上的包角 1956 .37)3

7、(8a.57)(811d6、确定带的根数 计算单根 V 带的额定功率由 和 ，查表 8-9 得md125in/1420rnkWP89.0根据 ，i=2.5 和 A 型带，i/4rn查表 8-12 得 .0K查表 8-8 得 9L查表 8-10 得 31725.b查表 8-11 得 Ki则可得 kWnPib 132.0)7.1(420175.0)1(30 94.0KL310725.bKi6kWP132.0计算项目 计算及说明 计算结果6、确定带的根数 kWKPLr82.19.04.)3.09( 计算 V 带的根数 z。60.rdPz取 Z=3 3Z7、计算初拉力由表 8-3 得 A 型带的单位长

8、度质量 m=0.1kg/m，所以NNmvzKPFd06.14289.10289.563).(.20带 NF06.148、计算作用在轴上的压力 Q zF62.5sin6.4sin20 NQ692.59、带轮结构设计 小带轮结构采用实心式，由表 8-14 查的电动机轴径 D0=28mm由表 8-15 查得 mfe21,3.015轮毂宽：L5648.）（带 轮其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽： mfezB0121）（带 轮大带轮结构采用轮辐式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与中的结构设计同步进行mB50带 轮72.2 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算项目 计算及说明 计算结果1、选择材料、

9、热处理方式和公差等级考虑都带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45 钢，小齿轮 调质处理，大齿轮正火处理，由表 8-17 得齿面硬度.平均硬度2176,25172HBWB. ,在90,36462HBW之间。选用 8 级精度045 钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8 级精度2、初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算设计公式即 3 211 )(2HEdt ZuKT确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数 4.tb) 初选螺旋角 =12由图 9-2 选取区域系数 46.2HZc) 齿数比 892.3iud) 初选 则 取 ，则1z ,5.893.1z2z端

10、面重合度 67.112cos)9023(.8.1z轴向重合度为 71.12tan3.801zde) 小齿轮传递的传矩 mNT53.414.1tK62HZ5.3iu1z90267.1.8f) 由表 8-18 选取齿宽系数 1.d 1.d计算项目 计算及说明 计算结果2、初步计算传动的主要尺寸g) 由表 8-19 查得材料弹性影响系数 218.9MPaZEh)许用接触应力课用下式计算 HNSZlim由图 8-4e、a 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MP5801limH392lii)小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为： 9912 9104.82.37 107.)38

11、(5660 iNLanhj)由图 8-5 查得接触疲劳寿命系数 0.,.21NZk)计算接触疲劳许用应力：由表 8-20 取安全系数 ，得1HS MPaSZaHNH 41713907. ;58.2lim21li1 取MPa417l)试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1mmdt10.47 4179.05.86.289.3.0253 2 218.9MPaZE8291047.5.N.12NZMPaH417;5802(3).确定传动尺寸a) 计算载荷系数由表 8-21 查得使用系数 。AK因为1AK9smsndvt 40.110658.47106 smv40.1计算项目 计算及说明 计算结果(3

12、).确定传动尺寸由图 8-6 查得动载荷系数 1.vK由图 8-7 查得齿向载荷分配系数.由表 8-22 查得齿间载荷分配系数2.1K则载荷系数为465.12.10.vAb) 对 进行修正td1因为 K 与 K 有较大差异，故需对 Kt 计算出的 进行修正，td1即 mdtt 82.47.1650.47331 c) 确定模数 nn 042.23cos04.8cos1按表 8-23，取 n5.d) 计算传动尺寸中心距为 mzman 41.12cos)903(.cos2)(11 圆整为 ，则螺旋角为451 06.13452)9(.arcs2)(arcs1zn因 值与初选值相差较大，故与 有关的参数

13、进行需修正1.vK2.mn5.2a1406.1310由图 9-2 查得节点区域系数 4.2HZ端面重合度为 计算项目 计算及说明 计算结果(3).确定传动尺寸6.106.13cos)842(.38.21z轴向重合度87.106.13tan2.301zd由 8-3 查得重合度系数 78.Z由图 11-2 查得螺旋角系数 960mmdt176.4 417986.0.8.28.31.253 2 ssmnvt 02.10657.401 由图 8-6 查得动载荷系数.vK载荷系数 K 不变 mn 98.12306.cos17.4cos1 按表 8-23 取 mn5.中心距为mzan 14506.3cos

14、2)9(.cos)(11 sv402.1ma14511圆整为 ，则螺旋角为ma14506.13452)9(.arcos2)(rcoszn修正完毕，故计算项目 计算及说明 计算结果(3).确定传动尺寸mzmdn 03.596.13cos251 n 1.0.22db936451.取 m62)0(1取 b7md03.591.2mb652701(4)校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为FSFnFYdmKT21a) 同 前和、 tb) 齿宽 b=b2=65mmc) 齿形系数 和应力修正系数 。当量齿数为FYSY39.206.1cos91.3321zvv由图 8-8 查得 ;由图 8-9 查得,821FFY79.,5.21SSYd) 由图 8-10 查得重合度系数 6.012e) 由图 11-3 查得螺旋角系数 64.0Yf) 许用弯曲应力为FNSYlim计算项目 计算及说明 计算结果(4)校核齿根弯曲疲劳强度由图 8-4f、b 查得弯曲疲劳极限应为 MpapaFF170,2152limlim由图 8-11 查得寿命系数 ,2NY由表 8-20 查得安全系数 5.FSMPaSYFNFF13625.70.lim21li1 11104.3764.05.6823.5926.FnMPadbKT212257.304.