二级减速器课程设计指导.ppt

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=Fv F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3000 rpm、1500 rpm和1000 rpm等几类，综合考虑选择同步转速为1500 rpm。 由电机手册查得3 kW电动机额定转速为1420 rpm。,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,4 V带传动设计,2）选取普通V带型号,根据Pc=3.6 kW,n1=1420 rpm,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=85 mm，,10）设计结果,dd2=355 mm，宽度Bb=63 mm，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 =340 rpm,T1=9550P/nd1 =95502.88/340 =80.9 Nm,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=112 ig=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=750 MPa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa。,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 H 1=KHN1Hlim1/S =0.95750/1 =713 MPa,H 2=KHN2Hlim2/S =1.1550/1 =605 MPa,10）计算小齿轮分度圆直径,d1t48 mm,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=2.5 d1t=mz1=2.521=52.5 mm,14）计算圆周速度 v=d1tn1/60000 =2.521340/60000=0.93 m/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=600 MPa；大齿轮齿根弯曲强度极限Flim2=400 MPa。,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 F 1=KFN1Flim1/S =0.95600/1.4 =407 MPa,F 2=KFN2Flim2/S =1400/1.4 =286 MPa,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YFaYSa YFa1YSa1=2.761.56 =4.31 YFa2YSa2=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=52.5 mm d2=z2m=1122.5=280 mm,2）中心距 a=（z1+z2）m/2 =（21+112）2.5/2=166.25 mm,3）计算齿轮宽度 b2=52.5 mm b1=58 mm,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 =340 rpm,T1=9550P/nd1 =95502.88/340 =80.9 Nm,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=128 ig=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=1250 MPa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=1200 MPa。,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 H 1=KHN1Hlim1/S =0.921250/1 =1150 MPa,H 2=KHN2Hlim2/S =0.971200/1 =1164 MPa,12）计算小齿轮分度圆直径,d1t39.9 mm,H = （H 1+H 2）/2 =（1150+1164）/2 =1157 MPa,14）修正螺旋角大小 =acos m（ 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=2 at=m（ z1 + z2 ）/2cos =2（24+128）/ 2 cos14 =156.6 mm，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=0.85 m/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=650 MPa；大齿轮齿根弯曲强度极限Flim2=600 MPa。,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 F 1=KFN1Flim1/S =0.95650/1.4 =441 MPa,F 2=KFN2Flim2/S =1600/1.4 =429 MPa,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=25.94 Zv2=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/F YFa1YSa1/F1 =2.61.595/441 =0.0094 YFa2YSa2/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=49.26 mm d2=z2m/cos=1282/cos13=262.74 mm,2）中心距 a=（z1+z2）m/2cos =（24+128）2/2 cos13=156 mm,3）计算齿轮宽度 b2=30 mm b1=34 mm,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=2.88 kW， n=340 rpm。,4）轴的最小直径,轴的最小直径取d=26 mm。,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=26 mm；,2）d2=d1+2（0. 070.1）d1 =29.631.4 mm； d2取32 mm,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= 35 mm,4）d4=d3+2h3 =36 mm；,5）d5=d4+2（0. 070.1）d4 =4143.2 mm； d5取42 mm,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= 35 mm 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=60 mm；,2）d2=d1+2（0. 070.1）d1 =29.631.4 mm； d2取32 mm,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= 35 mm,4）d4=d3+2h3 =36 mm；,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=601 Nm,式中： KA工况系数，查表14-1，取1.5； T工程转矩，401 Nm。,2.3 孔直径选择,所选电动机输出轴直径为28 mm。,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,nn max,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！,