二级减速器课程设计指导课件-002

1设计任务书2电动机选择3传动比分配4带传动设计5齿轮传动设计6传动比校核7轴的结构设计8联轴器选择9轴的强度校核10键的强度校核11轴承的寿命校核12壳体设计课程设计2023/7/2511设计任务书设计题目及简图：第1题2023/7/252原始数据：第1组组号1滚筒直径（mm）300输送带速度（m/s）1滚筒圆周力（N）28002023/7/253设计条件：载荷均匀工作场合：室内使用年限：15年，2班工作制总传动比误差：＜±3%工作情况：定载荷生产批量：大批量量生产应完成任务：减速器总装1图张，零件2图张，设计说明书1份。设计日期：

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日2023/7/2542电动机选择2.2.1确定滚筒输入功率P0=FvF——滚筒圆周力2800（N）；v——输送带速度1（m/s）；P=2.8×1=2.8kW2.1选择电动机类型2.2确定电动机额定功率一般工业常选择三相异步电动机，其结构简单，价格低。2023/7/2552.2.2确定传动系统输入功率传动系统输入功率：P=P0/ηη=η1η2η3η4η52023/7/256η1——联轴器传动效率，η1=0.99；η2——带传动效率，η2=0.96；η3——齿轮传动效率，η3=0.97；η4——一对轴承传动效率，η4=0.99。η=0.99×0.96×0.97×0.99×0.99

=0.904P=P0/η=2.8/0.904=3.01kW2023/7/2572.2.3确定电动机额定功率由电机手册查得电动机额定功率为3kW。2.3确定电动机转速范围电动机同步转速分为3000rpm、1500rpm和1000rpm等几类，综合考虑选择同步转速为1500rpm。由电机手册查得3kW电动机额定转速为1420rpm。2023/7/2582.4确定电动机的型号由电机手册查得：电动机型号为Y100L1-4，额定功率为3kW，额定转速为1420rpm。轴颈直径为28+0.009-0.004mm2023/7/2593传动比分配3.1总传动比计算2）总传动比计算1）滚筒转速计算ng=60×1000v/πd=60×1000×1/300π=63.7rpmiΣ0=n0/ng=1420/63.7=22.32023/7/25103.2传动比分配2023/7/25112）带传动比计算1）齿轮传动比选择ig=5.5id=iΣ/ig=22.3/5.5=4.052023/7/25123.3各轴的运动和动力参数输入功率P（kW）转速n（r/min）输入转矩T（Nm）传动比i传动效率η电动机输出轴31420204.050.96带传动输出轴2.88351785.50.93齿轮箱输出轴2.6863.74012023/7/25131）确定计算功率Pc由表8.21查得1.2，由式（8.21）得PC=KAP=1.2×3=3.6kW4V带传动设计工作情况KA软启动（小时数/h）硬启动（小时数/h）＜1010～16＞16＜1010～16＞16载荷变动微小1.01.11.21.11.21.3载荷变动小1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大1.21.31.41.41.51.6载荷变动大1.31.41.51.51.61.82023/7/25142）选取普通V带型号根据Pc=3.6kW,n1=1420rpm,由图8.12选用A型普V通带。点击小图看大图2023/7/2515大轮带轮基准直径dd2为按表8.3，选取标准直径dd2=355mm3）确定带轮基准直径dd1、dd2根据表8.6和图8.12选取dd1=85mmdd2=dd1id=85×4.05=344mm4）验算带速V带速度在5～25m/s范围内。=6.4m/s2023/7/25165）确定带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初步确定中心距：由式（8.15）得取中心距为：400mm=1536.7mm按表8.2，选取标长度L=1600mm2023/7/2517由表（8.16）的实际中心距a为=400+(1600-1536.4)/2≈432mm6）校验小带轮包角а1由式（8.17）得=180-35.8=144.2°2023/7/25187）计算V带的根数z由式（8.18）得根据dd1=85mm，n=1420r/min，查表8.4a，用内插法得P0=0.92kW由式8.4b得功率增量：∆P0=0.168kW2023/7/2519由表8-2查得带长度修正系数Kl=0.99，由表8-5查得包角系数Ka=0.91，得普通带根数取z=4根Z=3.6/(0.92+0.168)×0.99×0.91=3.52023/7/25208）求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由表查得B型普通V带的每米质量q=0.1kg/m，根据式(8.27)得单根V带的初拉力为2023/7/2521由式(8.20)可的作用在轴上的压力FQ2023/7/2522dd19）带轮的结构设计（设计过程及带轮工作图略）。选用4根A-1600GB1171-89V带，中心距a=432mm，带轮直径dd1=85mm，10）设计结果dd2=355mm，宽度Bb=63mm，轴上压力FQ=776N。2023/7/25235齿轮传动设计（直齿软齿面）5.1齿轮传动比计算ig=iΣ/id

ig=22.3×85/355=5.34nd1=1420×85/355=340rpmT1=9550×P/nd1=9550×2.88/340=80.9Nm2023/7/25245.2齿轮精度、材料、热处理及齿数选择1）精度选择运输机为一般工作机器，速度不高，因此选择7级精度。2）材料与热处理选择（软齿面）选择小齿轮材料为40Cr，调制处理，硬度为280HBS；大齿轮材料为45，调制处理，硬度为240HBS，两者硬度差40HBS。2023/7/25253）齿轮齿数选择选择小齿轮齿数Z1=21计算大齿轮齿数Z2=Z1ig=21×5.34=112.14取Z2=112ig=Z2/Z1=112/21=5.332023/7/25265.3按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动1）试选载荷系数K=1.32）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm3）由表10-7选择齿宽系数φd=14）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.82023/7/25275）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=750MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。6）由公式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×340×1×2×8×220×15=1.077×109N2=60n2jLh=60×63.7×1×2×8×220×15=2.018×1082023/7/25287）由图10-19查得小齿轮接触疲劳寿命系数KHN1=0.95；大齿轮接触疲劳寿命系数KHN2=1.1。2023/7/25298）选择接触疲劳强度安全系数取失效概率为1%，S=19）计算接触疲劳需用应力[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.95×750/1=713MPa[σH]2=KHN2σHlim2/S=1.1×550/1=605MPa2023/7/253010）计算小齿轮分度圆直径d1t≥48mm2023/7/253112）计算齿宽b=φdd1t=1×52.5=52.511）计算齿轮模数m=d1t/z1=48/21=2.3由齿轮模数系列值取m=2.5d1t=mz1=2.5×21=52.5mm2023/7/253214）计算圆周速度v=πd1tn1/60000=π×2.5×21×340/60000=0.93m/s13）计算齿高比b/h=52.5/（2.5×2.25）=9.32023/7/253315）计算载荷系数由表10-2查得使用系数KA=1；根据圆周速度由图10-8查得Kv=1.05；直齿齿轮齿间载荷分布不均匀系数KHα=KFα=1；

2023/7/2534查表10-4并使用插值法计算，得KHβ=1.314；查图10-13并使用插值法计算，得KFβ=1.28。2023/7/253516）分度圆修正=49.5＜52.5K=KAKvKHαKHβ=1×1.05×1×1.314=1.382023/7/25365.4按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮传动1）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm2）齿宽系数φd=14）小齿轮齿数z1=213）齿轮模数m=2.52023/7/25375）计算载荷系数由表10-2查得使用系数KA=1；根据圆周速度由图10-8查得Kv=1.05；直齿齿轮齿间载荷分布不均匀系数KHα=KFα=1；

2023/7/2538查表10-4并使用插值法计算，得KHβ=1.314；查图10-13并使用插值法计算，得KFβ=1.28。K=KAKvKFαKFβ=1×1.05×1×1.28=1.342023/7/25396）由图10-20d按齿面硬度查得小齿轮齿根弯曲强度极限σFlim1=600MPa；大齿轮齿根弯曲强度极限σFlim2=400MPa。2023/7/25407）弯曲疲劳寿命系数计算N1=1.077×109N2=2.018×108由图10-18查得小齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95；大齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN2=1。2023/7/25418）选择弯曲疲劳强度安全系数S=1.49）计算弯曲疲劳需用应力[σF]1=KFN1σFlim1/S=0.95×600/1.4=407MPa[σF]2=KFN2σFlim2/S=1×400/1.4=286MPa2023/7/254211）应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.56，YFa2=1.79510）齿形系数由表10-5查得YFa1=2.76，YFa2=2.17512）计算YFaYSaYFa1YSa1=2.76×1.56=4.31YFa2YSa2=2.175×1.795=3.9将4.31代入公式计算2023/7/254313）计算齿轮模数=136≥min（407、286）所选齿轮模数m=2.5合适。2023/7/25445.5几何尺寸计算1）分度圆直径d1=z1m=21×2.5=52.5mmd2=z2m=112×2.5=280mm2）中心距a=（z1+z2）m/2=（21+112）×2.5/2=166.25mm3）计算齿轮宽度b2=52.5mmb1=58mm2023/7/25455.6齿轮结构设计1）小齿轮做成实心结构的齿轮。2023/7/25462）大齿轮做成孔板结构的齿轮。2023/7/25475齿轮传动设计（斜齿硬齿面）5.1齿轮传动比计算ig=iΣ/id

ig=22.3×85/355=5.34nd1=1420×85/355=340rpmT1=9550×P/nd1=9550×2.88/340=80.9Nm2023/7/25485.2齿轮精度、材料、热处理及齿数选择1）精度选择运输机为一般工作机器，速度不高，因此选择7级精度。2）材料与热处理选择（硬齿面）选择小齿轮材料为40Cr，调制表面淬火处理，硬度为55HRC；大齿轮材料为45，调制表面淬火处理，硬度为50HRC，两者硬度差5HRC。2023/7/25493）齿轮齿数选择选择小齿轮齿数Z1=24计算大齿轮齿数Z2=Z1ig=24×5.34=128.16取Z2=128ig=Z2/Z1=128/24=5.332023/7/25504）齿轮螺旋角选择选择螺旋角β=14°2023/7/25515.3按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动1）试选载荷系数K=1.22）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm3）由表10-7选择齿宽系数φd=0.64）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.82023/7/25525）由图10-30查得区域系数ZH=2.4332023/7/25536）由图10-26查得εα1=0.78，εα1=0.87，则εα=εα1+εα2=1.652023/7/25547）由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=1250MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=1200MPa。8）由公式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×340×1×2×8×220×15=1.077×109N2=60n2jLh=60×63.7×1×2×8×220×15=2.018×1082023/7/25559）由图10-19查得小齿轮接触疲劳寿命系数KHN1=0.92；大齿轮接触疲劳寿命系数KHN2=0.97。2023/7/255610）选择接触疲劳强度安全系数取失效概率为1%，S=111）计算接触疲劳需用应力[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.92×1250/1=1150MPa[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.97×1200/1=1164MPa2023/7/255712）计算小齿轮分度圆直径d1t≥39.9mm[σH]=（[σH]

1+[σH]

2）/2=（1150+1164）/2=1157MPa2023/7/255814）修正螺旋角大小β=acos[m（z1+z2

）/2a]=13°13）计算齿轮模数mn=d1tcosβ/z1=39.9×cos14°/24=1.61由齿轮模数系列值取m=2at=m（z1

+z2

）/2cosβ=2×（24+128）/2×

cos14°=156.6mm，取156mm2023/7/255916）计算齿高比b/h=28.8/（2×2.25）=6.415）计算齿宽b=φdd1t=0.6×48=28.82023/7/256018）计算载荷系数由表10-2查得使用系数KA=1；根据圆周速度由图10-8查得Kv=1.02；由于平均压力大于100N/mm，斜齿齿轮齿间载荷分布不均匀系数取KHα=KFα=1.4；

17）计算圆周速度v=πd1tn1/60000=π×2×24×340/60000=0.85m/s2023/7/2561查表10-4并使用插值法计算，得KHβ=1.19；查图10-13并使用插值法计算，得KFβ=1.15。2023/7/256219）分度圆修正=44.8＜48K=KAKvKHαKHβ=1×1.02×1.4×1.19=1.6992023/7/25635.4按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动1）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm2）齿宽系数φd=0.63）小齿轮齿数z1=242023/7/25644）计算载荷系数由表10-2查得使用系数KA=1；根据圆周速度由图10-8查得Kv=1.02；由于平均压力大于100N/mm，斜齿齿轮齿间载荷分布不均匀系数取KHα=KFα=1.4；

2023/7/2565查表10-4并使用插值法计算，得KHβ=1.19；查图10-13并使用插值法计算，得KFβ=1.15。K=KAKvKFαKFβ=1×1.02×1.4×1.15=1.6422023/7/25665）计算纵向重合度εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×0.6×24×tan13°=1.0316）螺旋角影响系数Yβ，数值查图10－28，取0.892023/7/25677）由图10-20d按齿面硬度查得小齿轮齿根弯曲强度极限σFlim1=650MPa；大齿轮齿根弯曲强度极限σFlim2=600MPa。8）弯曲疲劳寿命系数计算N1=1.077×109N2=2.018×1082023/7/2568由图10-18查得小齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95；大齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN2=1。2023/7/25699）选择弯曲疲劳强度安全系数S=1.410）计算弯曲疲劳需用应力[σF]1=KFN1σFlim1/S=0.95×650/1.4=441MPa[σF]2=KFN2σFlim2/S=1×600/1.4=429MPa2023/7/257014）应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.595，YFa2=1.8212）计算当量齿数Zv1=Z1/cos3β=25.94Zv2=Z2/cos3β=138.3713）齿形系数由表10-5查得YFa1=2.6，YFa2=2.152023/7/257115）计算YFaYSa/[σF]YFa1YSa1/[σF]1=2.6×1.595/441=0.0094YFa2YSa2/[σF]2=2.15×1.82/429=0.0091将0.0091代入公式计算2023/7/257216）计算齿轮模数=1.53所选齿轮模数m=2大于1.53。2023/7/25735.5几何尺寸计算1）分度圆直径d1=z1m/cosβ=24×2/cos13=49.26mmd2=z2m/cosβ=128×2/cos13=262.74mm2）中心距a=（z1+z2）m/2cosβ=（24+128）×2/2×

cos13=156mm3）计算齿轮宽度b2=30mmb1=34mm2023/7/25745.6齿轮结构设计1）小齿轮做成实心结构的齿轮。2023/7/25752）大齿轮做成孔板结构的齿轮。2023/7/25766传动比校核1）实际传动比iΣ=idig=（355/85）×（128/24）=22.272）传动比误差ε=（iΣ0-iΣ）/iΣ0=（22.3-22.27）/22.3=0.1%在误差允许范围内。2023/7/25777轴的结构设计8.1高速轴的结构设计1）设计公式8.1.1轴的最小直径计算2）轴的材料选择轴的材料选用45钢，正火回火，A0=120，[σ-1]=55。2023/7/25783）轴的传动功率与转速P=2.88kW，n=340rpm。4）轴的最小直径有一个键槽有两个键槽轴径d＞100mm轴径增大3%轴径增大7%轴径d≤100mm轴径增大5%～7%轴径增大10%～15%轴的最小直径取d=26mm。2023/7/25798.1.2拟定轴上零件的装配方案轴上主要零件为带轮和齿轮，两个轴承为支撑零件，还有轴承通盖和轴承端盖。装配关系如图。2023/7/25808.1.3轴上零件的轴向定位1）带轮左侧使用轴端挡圈定位，右侧使用轴肩定位；2）左侧轴承左侧使用轴承通盖定位，右侧使用套筒定位；、齿轮的、为支撑零件，还有和轴承端盖。3）齿轮左侧使用套筒定位，右侧使用轴肩定位4）右侧轴承左侧使用轴肩定位，右侧使用轴承端盖定位。2023/7/25818.1.4轴上零件的周向定位1）带轮和齿轮使用单键链接；2）轴承不需要周向定位。2023/7/25828.1.5确定各轴段的直径轴段1安装带轮，轴段2部分有轴承通盖，轴段3安装轴承，轴段4安装齿轮，轴段5为轴环，轴段6安装轴承。轴肩1‘、4’、5‘为定位轴肩，轴肩2’、3‘为非定位轴肩。2023/7/25831）d1=26mm；2）d2=d1+2×（0.07～0.1）d1=29.6～31.4mm；d2取32mm3）由于轴段3安装的是轴承，选择深沟球轴承，轴承代号为6207，因此d3=35mm4）d4=d3+2×h3=36mm；2023/7/25845）d5=d4+2×（0.07～0.1）d4=41～43.2mm；d5取42mm6）由于轴段6安装的是轴承，并且应与轴段3的轴承同型号，因此d6=d3=35mm由轴承