二级减速器课程设计指导.ppt

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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,1设计任务书,设计题目及简图：

第1题,原始数据：

第1组,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：

年月日至年月日,2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=2.81=2.8kW,2.1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。

2.2.2确定传动系统输入功率,传动系统输入功率：

P=P0/=12345,1联轴器传动效率，1=0.99；2带传动效率，2=0.96；3齿轮传动效率，3=0.97；4一对轴承传动效率，4=0.99。

=0.990.960.970.990.99=0.904,P=P0/=2.8/0.904=3.01kW,2.2.3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。

2.4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+0.009-0.004mm,3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=601000v/d=6010001/300=63.7rpm,i0=n0/ng=1420/63.7=22.3,3.2传动比分配,2）带传动比计算,1）齿轮传动比选择,ig=5.5,id=i/ig=22.3/5.5=4.05,3.3各轴的运动和动力参数,1）确定计算功率Pc,由表8.21查得1.2，由式（8.21）得,PC=KAP=1.23=3.6kW,4V带传动设计,2）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,大轮带轮基准直径dd2为,按表8.3，选取标准直径dd2=355mm,3）确定带轮基准直径dd1、dd2,根据表8.6和图8.12选取dd1=85mm,dd2=dd1id=854.05=344mm,4）验算带速V,带速度在525m/s范围内。

=6.4m/s,5）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=1600mm,由表（8.16）的实际中心距a为,=400+（1600-1536.4）/2432mm,6）校验小带轮包角1,由式（8.17）得,=180-35.8=144.2,7）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=0.168kW,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）0.990.91=3.5,8）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,由式（8.20）可的作用在轴上的压力FQ,9）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。

5齿轮传动设计（直齿软齿面）,5.1齿轮传动比计算,ig=i/id,ig=22.385/355=5.34,nd1=142085/355=340rpm,T1=9550P/nd1=95502.88/340=80.9Nm,5.2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。

3）齿轮齿数选择选择小齿轮齿数Z1=21,计算大齿轮齿数Z2=Z1ig=215.34=112.14取Z2=112ig=Z2/Z1=112/21=5.33,5.3按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动,1）试选载荷系数K=1.3,2）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm,3）由表10-7选择齿宽系数d=1,4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8,5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=750MPa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。

6）由公式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=6034012822015=1.077109,N2=60n2jLh=6063.712822015=2.018108,7）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。

8）选择接触疲劳强度安全系数取失效概率为1%，S=1,9）计算接触疲劳需用应力H1=KHN1Hlim1/S=0.95750/1=713MPa,H2=KHN2Hlim2/S=1.1550/1=605MPa,10）计算小齿轮分度圆直径,d1t48mm,12）计算齿宽b=dd1t=152.5=52.5,11）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=2.521=52.5mm,14）计算圆周速度v=d1tn1/60000=2.521340/60000=0.93m/s,13）计算齿高比b/h=52.5/（2.52.25）=9.3,15）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KH=KF=1；,查表10-4并使用插值法计算，得KH=1.314；,查图10-13并使用插值法计算，得KF=1.28。

16）分度圆修正=49.552.5,K=KAKvKHKH=11.0511.314=1.38,5.4按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮传动,1）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm,2）齿宽系数d=1,4）小齿轮齿数z1=21,3）齿轮模数m=2.5,5）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KH=KF=1；,查表10-4并使用插值法计算，得KH=1.314；,查图10-13并使用插值法计算，得KF=1.28。

K=KAKvKFKF=11.0511.28=1.34,6）由图10-20d按齿面硬度查得小齿轮齿根弯曲强度极限Flim1=600MPa；大齿轮齿根弯曲强度极限Flim2=400MPa。

7）弯曲疲劳寿命系数计算N1=1.077109,N2=2.018108,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。

8）选择弯曲疲劳强度安全系数S=1.4,9）计算弯曲疲劳需用应力F1=KFN1Flim1/S=0.95600/1.4=407MPa,F2=KFN2Flim2/S=1400/1.4=286MPa,11）应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.56，YFa2=1.795,10）齿形系数由表10-5查得YFa1=2.76，YFa2=2.175,12）计算YFaYSaYFa1YSa1=2.761.56=4.31YFa2YSa2=2.1751.795=3.9将4.31代入公式计算,13）计算齿轮模数,=136min（407、286）,所选齿轮模数m=2.5合适。

5.5几何尺寸计算,1）分度圆直径d1=z1m=212.5=52.5mmd2=z2m=1122.5=280mm,2）中心距a=（z1+z2）m/2=（21+112）2.5/2=166.25mm,3）计算齿轮宽度b2=52.5mmb1=58mm,5.6齿轮结构设计,1）小齿轮,做成实心结构的齿轮。

2）大齿轮,做成孔板结构的齿轮。

5齿轮传动设计（斜齿硬齿面）,5.1齿轮传动比计算,ig=i/id,ig=22.385/355=5.34,nd1=142085/355=340rpm,T1=9550P/nd1=95502.88/340=80.9Nm,5.2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。

3）齿轮齿数选择选择小齿轮齿数Z1=24,计算大齿轮齿数Z2=Z1ig=245.34=128.16取Z2=128ig=Z2/Z1=128/24=5.33,4）齿轮螺旋角选择选择螺旋角=14,5.3按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动,1）试选载荷系数K=1.2,2）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm,3）由表10-7选择齿宽系数d=0.6,4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8,5）由图10-30查得区域系数ZH=2.433,6）由图10-26查得1=0.78，1=0.87，则=1+2=1.65,7）由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=1250MPa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=1200MPa。

8）由公式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=6034012822015=1.077109,N2=60n2jLh=6063.712822015=2.018108,9）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。

10）选择接触疲劳强度安全系数取失效概率为1%，S=1,11）计算接触疲劳需用应力H1=KHN1Hlim1/S=0.921250/1=1150MPa,H2=KHN2Hlim2/S=0.971200/1=1164MPa,12）计算小齿轮分度圆直径,d1t39.9mm,H=（H1+H2）/2=（1150+1164）/2=1157MPa,14）修正螺旋角大小=acosm（z1+z2）/2a=13,13）计算齿轮模数mn=d1tcos/z1=39.9cos14/24=1.61由齿轮模数系列值取m=2at=m（z1+z2）/2cos=2（24+128）/2cos14=156.6mm，取156mm,16）计算齿高比b/h=28.8/（22.25）=6.4,15）计算齿宽b=dd1t=0.648=28.8,18）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KH=KF=1.4；,17）计算圆周速度v=d1tn1/60000=224340/60000=0.85m/s,查表10-4并使用插值法计算，得KH=1.19；,查图10-13并使用插值法计算，得KF=1.15。

19）分度圆修正=44.848,K=KAKvKHKH=11.021.41.19=1.699,5.4按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动,1）齿轮箱输入扭矩T1=80.9Nm,2）齿宽系数d=0.6,3）小齿轮齿数z1=24,4）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KH=KF=1.4；,查表10-4并使用插值法计算，得KH=1.19；,查图10-13并使用插值法计算，得KF=1.15。

K=KAKvKFKF=11.021.41.15=1.642,5）计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.3180.624tan13=1.031,6）螺旋角影响系数Y，数值查图1028，取0.89,7）由图10-20d按齿面硬度查得小齿轮齿根弯曲强度极限Flim1=650MPa；大齿轮齿根弯曲强度极限Flim2=600MPa。

8）弯曲疲劳寿命系数计算N1=1.077109,N2=2.018108,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。

9）选择弯曲疲劳强度安全系数S=1.4,10）计算弯曲疲劳需用应力F1=KFN1Flim1/S=0.95650/1.4=441MPa,F2=KFN2Flim2/S=1600/1.4=429MPa,14）应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.595，YFa2=1.82,12）计算当量齿数Zv1=Z1/cos3=25.94Zv2=Z2/cos3=138.37,13）齿形系数由表10-5查得YFa1=2.6，YFa2=2.15,15）计算YFaYSa/FYFa1YSa1/F1=2.61.595/441=0.0094YFa2YSa2/F2=2.151.82/429=0.0091将0.0091代入公式计算,16）计算齿轮模数,=1.53,所选齿轮模数m=2大于1.53。

5.5几何尺寸计算,1）分度圆直径d1=z1m/cos=242/cos13=49.26mmd2=z2m/cos=1282/cos13=262.74mm,2）中心距a=（z1+z2）m/2cos=（24+128）2/2cos13=156mm,3）计算齿轮宽度b2=30mmb1=34mm,5.6齿轮结构设计,1）小齿轮,做成实心结构的齿轮。

2）大齿轮,做成孔板结构的齿轮。

6传动比校核,1）实际传动比i=idig=（355/85）（128/24）=22.27,2）传动比误差=（i0-i）/i0=（22.3-22.27）/22.3=0.1%在误差允许范围内。

7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，-1=55。

3）轴的传动功率与转速,P=2.88kW，n=340rpm。

4）轴的最小直径,轴的最小直径取d=26mm。

8.1.2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。

8.1.3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。

8.1.4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。

8.1.5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。

1）d1=26mm；,2）d2=d1+2（0.070.1）d1=29.631.4mm；d2取32mm,3）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=35mm,4）d4=d3+2h3=36mm；,5）d5=d4+2（0.070.1）d4=4143.2mm；d5取42mm,6）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由轴承手册查得定位轴肩对应直径为42mm。

8.1.6确定各轴段长度,l2是轴承内端面到箱体内壁的间隙，一般取510mm；,l3是轴承端盖的厚度，根据齿轮箱大小不同一般为2040mm；,l4是轴承端盖到带轮的间隙，一般为2040mm；,B1是齿轮宽度；,B2是轴承宽度；,B3是带轮宽度。

1）L1=B3-（35）=63-3=60mm；,2）d2=d1+2（0.070.1）d1=29.631.4mm；d2取32mm,3）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=35mm,4）d4=d3+2h3=36mm；,1）设计公式,8.2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，-1=55。

8轴的结构设计,8.1轴的最小直径计算,1）设计公式,2.1选联轴器类型,1）由于齿轮箱与输送机不是整体机架，因此存在轴线误差，其中位移误差为主要误差量，同时存在较小的角度误差；,2）工作转速不高，并且对机械运转过程中的动平衡无特殊要求。

8联轴器选择,选择有弹性元件的挠性联轴器，选择弹性柱销联轴器GB5014-84。

2.2计算联轴器的计算转矩,Tca=KAT=1.5401=601Nm,式中：

KA工况系数，查表14-1，取1.5；T工程转矩，401Nm。

2.3孔直径选择,所选电动机输出轴直径为28mm。

2.4确定联轴器的型号,根据电动机输出轴直径和联轴器所需传动的功率，从联轴器手册中查取的型号为TL5。

联轴器公称扭矩为125Nm，许用转速为3600rpm，轴孔有25mm和28mm两种，宽度为44mm。

TcaT,2.5转速校核,nnmax,40.5125,14403600,9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,结束！

谢谢！