_机械设计课程设计-二级齿轮减速器设计F=7，V=1.1，D=400

1院系班级：xxxxx设计作者：xxxxx设计日期：2009年12月Xxx大学机械工程学院2目录设计任务书3电动机的选择3传动比的选择4传动参数的设计4齿轮传动的设计4轴的设计13轴的校核16键的校核20轴承寿命校核20润滑及其他附件243设计内容计算及说明计算结果1、设计任务（1）、原始数据（2）、工作条件（3）、设计要求（4）、机构简图2、电机的选择一、设计题目（1）、运送带工作拉力F=7KN（2）、运输带工作速度V=1.1m/s(允许速度误差5%)（3）、滚筒直径D=400mm（4）、滚筒效率=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）（5）、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳。（6）、使用折旧期8年（7）、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35度以上（8）、动力来源，电机，三相交流电压380/220v（9）、4年一次大修,2年一次中修，半年一次小修（10）、一般机械厂制造，小批量生产。采用2级齿轮传动，第2级齿轮采用齿轮。编写设计计算说明书，绘出传动装置装配图（A0图），直齿轮及轴的零件图（A3图）。二、传动装置的总体设计（1）、工作机构所需功率Pw=F*v=71.1=7.7kw(2)、各级效率齿轮啮合（闭式）效率1=0.97,轴承效率2=0.98连轴器效率3=0.99,滚筒效率4=0.96总效率=2421234=0.842（3）、所需电动机功率：Pd=Pw/=9.14kw(4)、选择电动机：由机械设计课程设计手册P167的表12-1得按PmPd来选取电动机为Y160M4转速nm=1460minrF=7KNV=1.1m/sD=400mm=0.96Pw=7.7KW1=0.97,2=0.98,3=0.99,4=0.96=0.842Pd=9.14kw选择电机：43、传动比选择4、传动参数的设计输出轴直径Dm=42mm,p169表124工作机转速nw=Dv60=6013.140.40=86minr总传动比：i=nm/nw=/86=16.98传动比分配：i=21ii为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对齿面硬度350HBS、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比11.31.316.984.70iii2=3.601、各轴转速n(r/min)I轴转速nI=mn=1460r/minII轴转速nII=11in=14604.70=310r/min轴转速n=2in=3103.6=86.11r/min2、各轴输入功率P（KW）：轴I输入功率：PI=3dP=11*0.99=9.9KW轴II输入功率:PII=112P=9.9*0.98*0.97=9.41KW轴输入功率：P=23P=9.41*0.98*0.97=8.95kW3、各轴转矩T（N.m）：轴I转矩TI=9.995509550*64.75.1460PNmn轴II转矩TII=9.419550*9550*289.9.310PNmn轴转矩Y160M4型电动机转速nm=1460minrnw=86minri1=4.70i2=3.60nI=1460r/minnII=310r/min86.11nr/minPI=9.9KWPII=9.41KWP=8.95kWTI=64.75N.mTII=289.9N.m992.6.TNm小齿轮40Cr大齿轮45钢55、齿轮传动设计高速级齿轮（1）、选定齿轮材料和热处理方法：(2)、齿数选择（3）、精度选择（4）、按齿面接触强度设计8.959550*9550*992.6.86.11PTNmn三、传动零件的设计计算减速箱是一般机械厂制造，小批量生产，且功率不大，可采用软齿面，查表确定小齿轮用40Cr，调制后表面淬火，齿面硬度280HBS；大齿轮用45钢，调质处理，齿面硬度240HBS选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=u1z1=4.725=108减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。估算1d：1d321)1(32.2HEdtZuuTK1试选载荷系数Kt=1.32由机械设计P205表10-7选取齿宽系数1d3由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数EZ=189.8MPa214由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlm=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限2Hlm=550MPa；5计算应力循环次数根据已知条件得减速器工作时间为八年，每年的工作日为300天，每天为两班制。即每天为28个小时。916060146012830083.363810hNnjL2N=3.36389810/3.69.3106由机械设计P203图10-19查得解除疲劳寿命系数1HNK=0.90；2HNK=0.947计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数S=1得1223108zzKt=1.31dEZ=189.8MPa211Hlm=600MPa2Hlm=550MPa913.363810N2N=9.38101HNK=0.902HNK=0.941H540MPa2H=517MPa6SKHHNH1lim11=0.9600MPa=540MPaSKHHNH2lim22=0.94550MPa=517MPa8试算小齿轮分度圆直径dt1，代入H中较小值td1321)1(32.2HEdtZuuTK=63.79计算圆周速度v1163.714604.87/601000601000tdnvms计算齿宽b1*163.763.7dtbdmm计算齿宽与齿高之比b/h模数11/63.7/232.77ttmdzmm齿高2.252.252.776.23thmmmb/h=63.7/6.23=10.22计算载荷系数根据v=4.87m/s，8级精度，由机械设计P194图10-8查动载荷系数1.14vK；直齿轮，令/100/.AtKFbNmm。由机械设计P195表10-3查得0.1FHKK；由机械设计P193表10-2查得使用系数1AK；由机械设计P196表10-4查7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，bKddH3221023.0)6.01(18.012.1=1.423由b/h=11.56，423.1HK查机械设计P198图10-13得；30.1FK；故载荷系数11.141.01.4231.622AvHHKKKKKV=4.87m/s1.14vK0.1FHKK1AK；423.1HK30.1FKK=1.6227（5）.按齿根弯曲强度设计按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得331163.71.6221.368.58ttddKKmm计算模数m=68.58/23=2.98弯曲强度的设计公式为3212zYYKTmdFSaFa1）确定公式内的各计算数值（1）由机械设计P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802；（2）由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021FNFNKK；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得SKFEFNF111=MPa57.3034.150085.0SKFEFNF222=MPa86.2384.138088.0（4）计算载荷系数K11.141.01.301.482AvFFKKKKK（5）查取齿形系数由机械设计P200表10-5查得122.60；2.18FaFaYY；（6）查取应力校正系数由机械设计P200表10-5查得121