机械设计课程设计-皮带运输机传动装置二级减速箱设计说明书

目录设计任务书…………………………………………………………2一、电动机的选择…………………………………………………3二、传动装置的运动参数…………………………………………5三、V带的设计……………………………………………………6四、齿轮的设计……………………………………………………8五、轴的设计及校核………………………………………………18六、轴承的校核计算………………………………………………27七、键连接的选择和校核…………………………………………28八、箱体结构设计…………………………………………………30九、设计小结………………………………………………………35参考文献……………………………………………………………36设计任务书一、课题名称：皮带运输机传动装置二、技术数据：输送带有效拉力F=2000N，带速V=0.85m/s,滚筒直径D=300mm。三、工作条件及技术要求：电源：380V；工作年限：10年；工作班制：两班制，运输机单向运转，工作平稳。四、传动装置总体示意图η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw1.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。五、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。1电动机的选择一、选择电动机系列：按工作要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，封闭式结构，电压380V。二、选择电动机功率：工作机的有效功率为：1.7kw=0.85)/1000×(2000=Fv/10000=Pw从电动机到工作机输送带间的总效率为：5423421按表9.1取：V带轮传动的效率：滚动轴承的效率：（球轴承）齿轮传动的效率：（8级精度的一般圆柱齿轮传动）联轴器的传动效率：鼓轮上的传动效率：97.05则传送总效率：＝0.96×499.0×297.0×0.98×0.97＝0.825电动机所需工作功率为：dP＝wP=825.07.1=2.06kw查表14.1，可选Y系列三相异步电动机Y132S-8型，Y112M-6型,Y100L1-4型。这三者的额定功率都是2.2KW。三、确定电机转速鼓轮转速：经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i＝8～40，按表9.1查找推荐的传动比合理范围，得到传动比范围160~16i，所以电动机转速的可选范围为min/)8640~864(54160~16ninwdr）（r/min现以同步转速为1000r/min、1500r/min三种方案比较，由表14.1查得电动机数据计算出总传动比：比较两方案可得：方案2选用电机虽然价格较低（高速电机的磁极对数少，结构简单，外部尺寸小，价格低），但总传动比大。综合比较，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案1.电动机型号为Y112M-6，额定功率为2.2KW，同步转速为1000r/min，满载转速为940r/min,由表14.2查得电动机中心高位H=112mm，外伸轴D×E=28mm×60mm。单位：mm型号HABCDEF×GDGKY112M-61121901407028608×72412bHAABBHA2451901152655018015400方案号电动机型号额定功率（KW）同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y112M-62.2100094017.412Y100L1-42.21500142026.302传动装置的运动参数一、分配传动比（初步分配）据表9.1取带i=2减速器的传动比为i＝带总ii/＝17.41/2＝8.705,考虑到润滑条件，为使两级大齿轮的直径相近，取两级齿轮减速器高速级的传动比：i4.1i1=964.64.1=3.49则低速级传动比：49.249.3705.8iii12二、传动装置的运动和动力参数计算从电动机开始计算各轴运动及动力参数，此时选dP=2.06kw即为工作机所需功率。（1）各轴转速n＝0/inm＝940/2＝470r/minⅡn＝1/　Ⅰin＝470/3.49＝134.7r/minⅢn＝Ⅱn/2i＝120.51/2.23=54.1r/minⅣn=Ⅲn=54.1r/min（2）各轴输入功率ⅠP＝dp×1＝2.06×0.96＝1.98kWⅡP＝Ⅰp×η2×3＝1.98×0.99×0.97＝1.90kWⅢP＝ⅡP×η2×3＝1.90×0.99×0.97＝1.83kWⅣP＝ⅢP×η2×η4=1.83×0.99×0.98＝1.78kW（3）各轴输入转矩1T=dT×i×1N·m电动机轴的输出转矩dT=9550wnPd=9550×2.06/940=20.93N·mm所以:ⅠT＝dT×0i×1=20.93×2×0.96=40.19N·mⅡT＝ⅠT×1i×2×3=40.19×3.49×0.99×0.97=134.68N·mⅢT＝ⅡT×2i×2×3=134.68×2.49×0.99×0.97=322.04N·mⅣT=ⅢT×3×4=322.04×0.97×0.98=306.13N·m3V带的设计由电动机为Y112M-6型额定功率P=2.2kw，满载转速n=940r/min，两班制工作，传动比为带i=2，则大轮转速为min/r4702940inn带I⑴确定计算功率caP由表8-7查得工作情况2.1AK64.22.22.1PkPAca⑵选择带型号根据64.2caP，min/r940n,查课本图8-11选用带型为A型带。⑶选取带轮基准直径21,dddd初选小带轮的基准直径得小带轮基准直径mmdd1121，则大带轮基准直径mmdiddd2241122102,圆整后mmdd2242。⑷验算带速vsmndVd/51.510006094011210006011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dL根据)(2)(7.021021ddddddadd,初步选取中心距a：mm4000a带长mm36.33514)()(220220d0121addddaLdddd由8-2选择带的基准长度dL=1400mmmm43020d0　LLaad⑹验算小带轮包角11＝addoddo3.57)(18012=o164o90合适。⑺确定v带根数z因mmdd1121，带速smv/51.5，传动比2带i，n=940r/min，A型带。查表8-4a并由内插值法得kw148.10Pkw109.00P查表8-2得得LK=0.96.查表8-5并由内插值法得K=0.958于是，328.296.0958.0)109.0148.1(64.2)(00lcakkpppZ需要3根V带。⑻计算单根V带的初拉力的最小值min0)(F由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以NqvkPkFca57.131zv-5.250020）（⑼计算作用在轴上的压轴力pFNFzFp74.7812155sin31.138322sin210⑼带轮的结构设计由于带轮的转速不高，选用常选材料HT150。根据，mm300dd，故选用腹板式带轮。4齿轮的设计一、高速级齿轮传动的设计计算由2中得知高速级主动轮传递的转矩m19.041NT，转速min/470n1r，传动比49.3i1。工作十年，两班制，闭式齿轮。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动，速度不高，选用精度等级8级。材料选择：高速级小齿轮选用40Cr调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚调制，硬度为240HBS。齿数：初选小齿轮齿数24z1，大齿轮齿数76.832449.3z112zi取84z2。试选o14,查10-26查得1=0.782=0.88=0.83+0.88=1.662、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计td1≥2Eh13ZZZZ12kHduuT（1）确定各参数的值:1)试选tK=1.32)计算小齿轮传递的转矩m9.4023147098.1105.95n105.9551151NPT3)由表10-7选取齿宽系数1d4)由表10-6查出材料的弹性影响系数21a8.189MPZE5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a6001limMPH；大齿轮的解除疲劳强度极限a5502limMPH6)由式10-13计算应力循环次数9h111064.11030082147060jn60）（LN82221089.3103008217.13460jn60）（LN7）由图10-19取接触疲劳寿命系数9.01HNK；95.02HNK。8）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得[H]1=SKHHN1lim1=0.9×600=540MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.95×550=522.5MPa9）选取区域系数ZH=2.43310）由式（10-23）可得ZZ=985.014COSCOS（2）计算1）试算小齿轮分度园直径，带入计算出最小的[]。td1≥2Eh13ZZZZ12kHduuTmm04.48)5.522671.0*985.0*433.2*8.189(49.349.41402323.1*2231td2)圆周速度sm/18.1100060ndv11t3）计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bb=tdd1=48.04mm计算摸数m00.22404.48dm1t1Z齿高mm5.4m25.2htb/h=10.673)计算载荷系数。根据v=1.14m/s，8级精度，由图10-8查表得动载荷系数KV=1.07由表10-2查使用载荷系数AK=1；直齿轮1FHKK。由表10-4由插值法查得8级精度、小齿轮非对支撑KH=1.453；由b/h=10.67，查图10-13得KF=1.35。555.1453.1107.11vHHAKKKKK按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dt1tKK/3=48.04×3.1555.13=51mmmm12.22451zdm113、齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式m≥)][(21213FSFdYYZKT（1）确定公式内的各个计算数值1）小齿轮传递的转矩m9.4023147098.1105.95n105.9551151NPT2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.873）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限500MPa；大齿轮的弯曲强度疲劳极限380MPa。4）计算弯曲疲劳需用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4[F]1=a6.3034.150085.011MPSKFFFN[F]2=a14.2364.138087.022MPSKFFFN5)计算载荷系数K。44.135.1107.11vFFAKKKKK6）查齿形系数和应力校正系数：由表10-5查得65.21FAY；212.22FAY；58.11SAY；774.12SAY7）计算大、小齿轮][aaFSFYY并且比较，得到大齿轮的数值较大。013791.06.30358.165.2][11a1aFSFYY016618.014.236774.1212.2][22a2aFSFYY（2）计算m≥)][(21213FSFdYYZKTmmmmm32.1016618.02414023244.1223对比两种计算结果，齿面接触疲劳强