带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器设计

1目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数55.设计V带和带轮66.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30四设计小结31五参考资料322一.课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:题号参数12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三.设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计31.传动装置总体设计方案:1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a5423321a＝0.96×398.0×295.0×0.97×0.96＝0.759；1为V带的效率,n2为轴承的效率，3为第一对齿轮的效率，4为联轴器的效率，5为卷筒轴滑动轴承的效率（因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。42.电动机的选择电动机所需工作功率为：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,执行机构的曲柄转速为n＝D60v1000=82.76r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速mn1440r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速minr电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×4153.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ai＝n/n＝1440/82.76＝17.40（2）分配传动装置传动比ai＝0i×i式中10,ii分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i＝2.3，则减速器传动比为i＝0/iia＝17.40/2.3＝7.57根据各原则，查图得高速级传动比为1i＝3.24，则2i＝1/ii＝2.334.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速n＝0/inm＝1440/2.3＝626.09r/minn＝1/　in＝626.09/3.24＝193.24r/minn＝n/2i＝193.24/2.33=82.93r/minn=n=82.93r/min（2）各轴输入功率P＝dp×1＝3.25×0.96＝3.12kWP＝p×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWP＝P×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kWP＝P×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW则各轴的输出功率：P＝P×0.98=3.06kWP＝P×0.98=2.84kWP＝P×0.98=2.65kWP＝P×0.98=2.52kW（3）各轴输入转矩1T=dT×0i×1N·m电动机轴的输出转矩dT=9550mdnP=9550×3.25/1440=21.55N·所以:T＝dT×0i×1=21.55×2.3×0.96=47.58N·m6T＝T×1i×1×2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N·mT＝T×2i×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mT=T×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91N·m输出转矩：T＝T×0.98=46.63N·mT＝T×0.98=140.66N·mT＝T×0.98=305.12N·mT＝T×0.98=281.17N·m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935.设计Ｖ带和带轮⑴确定计算功率查课本178P表9-9得：2.1AK8.442.1PkPAca,式中为工作情况系数，p为传递的额定功率,既电机的额定功率.⑵选择带型号根据8.4caP，3.1Ak,查课本152P表8-8和153P表8-9选用带型为A型带．⑶选取带轮基准直径21,dddd查课本145P表8-3和153P表8-7得小带轮基准直径mmdd901，则大带轮基准直径mmdiddd207903.2102,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本153P表8-7后取mmdd2242。7⑷验算带速vsmsmndVmd/35/17.71000601400901000601在5～25m/s范围内，Ｖ带充分发挥。⑸确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：471)22490(5.1)(5.1210dddda，初定中心距mma4710，所以带长,dL=76.14444)()(220220121addddaddddmm.查课本142P表8-2选取基准长度mmLd1400得实际中心距mm　LLaadd62.4482/76.4447120取mma450⑹验算小带轮包角194.162180180121adddd，包角合适。⑺确定v带根数z因mmdd901，带速smv/79.6，传动比3.20i,查课本148P表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得17.0.7.1000pp.查课本142P表8-2得LK=0.96.查课本154P表8-8,并由内插值法得K=0.96由154P公式8-22得20.496.096.0)17.007.1(8.4)(00lcakkpppZ故选Z=5根带。⑻计算预紧力0F查课本145P表8-4可得mkgq/1.0,故:单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为NqvkzvPFca80.15817.71.0)196.05.2(17.755008.4)15.2(5002208⑼计算作用在轴上的压轴力pF利用155P公式8-24可得:NFzFp43.1570294.162sin80.158522sin2106.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算１．齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理①材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数1Z=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=i×Z1=3.7*24=88.8取z2=89β=14º②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131)][(12HEHdttZZuuTKd确定各参数的值:①试选tK=1.6查课本215P图10-30选取区域系数ZH=2.433由课本214P图10-26εα1=0.765εα2=0.87则εα1+εα2=1.635②由课本202P公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL=60×655×（1×8×365×10﹚=1.148×109hN2==3.1×109h#(3.25为齿数比,即3.71=z1／z2③查课本203P10-19图得：K1=0.93K2=0.969④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用202P公式10-12得:[H]1=SKHHN1lim1=0.93×550=511.5MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.96×450=432MPa许用接触应力MPaHHH75.4712/)4325.511(2/)][]([][21⑤查课本由198P表10-6得：EZ=189.8MPa由201P表10-7得:d=1T=95.5×105×11/nP=95.5×105×7.125/655=1.04×105N.mm3.设计计算①小齿轮的分度圆直径dt12131)][(12HEHdttZZuuTKd=mm79.62)75.4718.189433.2(71.371.4635.111004.16.12253②计算圆周速度10006011　ndtsm/15.210006065579.6214.3③计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bb=tdd1=62.79mm计算摸数mn初选螺旋角=14ntm=mmZdt54.22414cos79.62cos11④计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25ntm=2.25×2.54=5.715mmhb=715.579.62=11.00⑤计算纵向重合度=0.3181d14tan241318.0tan=1.90310⑥计算载荷系数K使用系数AK=1根据smv/15.2,7级精度,查课本由192P表10-8得动载系数KV=1.07,查课本由194P表10-4得KH=1.42查课本由195P表10-13得:KF=1.35查课本由193P表10-3得:KH=FK=1.2故载荷系数:K＝KKKHKH=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dt1tkk3=62.79×6.182.13=65.55mm⑧计算模数nmnm=mmZd65.22414cos55.65cos114.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm≥)][(cos212213FSFadYYZYKT⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩＝103.88N·m确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.71×24＝89.04传动比误差i＝u＝z/z＝89.04/24＝3.71Δi＝0.27％5％，允许②计算当量齿数z＝z/cos＝24/cos314＝26.27z＝z/cos＝89/cos314＝94.53③初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝111④初选螺旋角初