华农减速器课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式输送机传动装置专业班级10级车辆工程2班设计人员林良钦、刘诗嘉指导老师王慰祖完成日期2013-01-10目录一、传动方案拟定……………………………………………3二、电动机的选择…………………………………………….4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….7四、传动装置的运动和动力设计……………………………..8五、普通V带的设计………………………………………….12六、齿轮传动的设计…………………………………………..14七、传动轴的设计………………………….…………………..20八、轴承的选择及计算.…………………….………………….27九、键连接的选择和校核………………………………………29十、联轴器的设计………………………………………………31十一、箱体的设计………………………………………………32十二、密封和润滑的设计………………………………………33十三、设计小结……………………………………………….....37一、传动方案拟定1、设计课题：设计一用于带式运输机的减速器。工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%，一班制，使用期限14年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期五年，小批量生产。2、原始数据：滚筒圆周力F=900N；带速V=2.2m/s；滚筒直径D=420mm；3、方案拟定：根据设计课题及其数据，拟选择单级圆柱齿轮减速器和一级带传动。采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。4、大体图如下所示：1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器4.联轴器5.滚筒6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：Ｐd＝ＰＷ／ηa由电动机至运输带的传动总效率为：ηa=η１×η２2×η３×η４式中：η1、η2、η3、η4分别为带传动、轴承（球轴承）、齿轮传动(8级精度)、联轴器（弹性联轴器）的传动效率。取η1=0.96η2=0.99η3=0.97η4=0.99则：ηa=0.95×0.992×0.97×0.99=0.894所以：电机所需的工作功率：Pd=ＰＷ／ηa=2.1/0.894=2.35KW根据机械设计课程设计书推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ´=3～６、取Ｖ带传动比Ｉ１´=２～４，则总传动比理论范围为：Ｉa´＝６～２４。故电动机转速的可选范围为Nd´=Ia´×nw=(6～24)×72=432~1782r/min则符合这一范围的同步转速有：500、750和1500r/min根据容量和转速，由机械工程师电子手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第1方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-8。电动机工作功率：Pd=2.35(kw)电动机型号额定功率（kw）同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比重量（kg）参考价格(元)Y132M-837507109.8675980Y132S-63100096013.3365880电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132475×347.5×315216×1781238×8010×41三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/nw=710/72=9.86总传动比：ia=9.86总传动比等于各传动比的乘积ia=i0×i（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：取i0=3（普通V带i=2～4）因为：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝9.86/3＝3.29四、传动装置的运动和动力设计将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，以及i0,i1，......分别为相邻两轴间的传动比η01，η12，......为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转速（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数带传动比：i0=3齿轮传动比：i=3.291、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数：Ⅰ轴：nⅠ=nm/i0=710/3=236.7r/minⅡ轴：nⅡ=nⅠ/i1=236.7/3.29=72r/min螺旋输送机输入轴：nⅢ=nⅡ（2）计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1×η2=2.35×0.95×0.99Ⅰ轴转速:nⅠ=236.7r/minⅡ轴转速：nⅡ=72r/minⅠ轴输入功率：=2.21KWⅡ轴：PⅡ=PⅠ·η12=PⅠ·η3=2.21×0.97=2.14KW螺旋输送机输入轴：PⅢ=PⅡ·η4=2.1KW电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×2.35/710=31.61N·m计算各轴的输入转矩：Ⅰ轴：TⅠ=9550·PⅠ/nⅠ=9550×2.21/236.7=89.17N·mⅡ轴：TⅡ=9550·PⅡ/nⅡ=9550×2.14/72=283.85N·m螺旋输送机输入轴转矩：TⅢ=9550·PⅢ/nⅢ=9550×2.12/72=281.19N·m计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：PⅠ´=PⅠ×η2=2.21×0.99=2.19KWPⅡ´=PⅡ×η2=2.14×0.99=2.12KWPⅠ=2.21kwⅡ轴输入功率:PⅡ=2.12kwⅠ轴输入转矩：TⅠ=89.17N•mⅡ轴输入转矩：TⅡ=283.85N•m计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：TⅠ´=TⅠ×η2=89.17×0.99=88.28N·mTⅡ´=TⅡ×η2=283.85×0.99=281.01N·mⅠ轴输出转矩：TⅠ88.28N•mⅡ轴输出转矩：TⅡ=281.01N•m综合以上数据，得表如下：轴名效率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴2.3531.6171030.94Ⅰ轴2.212.1989.1788.28236.73.290.98Ⅱ轴2.142.12283.85278.38721.000.99轴2.112.10281.19278.5472五、V带的设计1、确定计算功率查机械设计P156表8-7得：1.1AK1.133.3kcaAPkPW,式中KA为工作情况系数，P为传递的额定功率,即电机的额定功率.2、选择带型号根据3.3caP，1.1Ak,查机械设计图8-11选用带型为A型带．3、选取带轮基准直径21,dddd1）初选小带轮基准直径查机械设计P155表8-7和P157表8-9取小带轮基准直径1132ddmm2）验算带速v11329606.635/601000601000mddnVms在5～25m/s范围内，故V带合适3）计算大带轮基准直径小带轮直径：dd1=132mm带速：V=6.635m/s大带轮直径：0213132396dddidmm查课本表8-9后取2400ddmm4、确定中心距a和带的基准长度Ld根据机械设计书式8-20，初步选取中心距0500mma所以带长,dL=1122200()2()1871.58mm24ddddddadda查课本表8-2选取基准长度Ld=1940mm得实际中心距a=aaa由8-24式得中心距地变化范围为437-518mm5、验算小带轮包角1121180180146.9dddda，包角合适。6、确定v带根数z1）计算单根V带额定功率rP由1132ddmm和n960/minr查机械设计P152表8-4a得01.5kpW转速n960/minr，传动比03i,查机械设计P153表8-4a得00.11pkW查机械设计P146表8-2得1.01LK查机械设计P155表8-5,并由内插值法得K=0.91400()(1.50.11)0.9141.011.49rLPPPKKkW2）带的根数3.32.211.49carpZp故选Z=3，即带的根数为3。dd2=400mm带长：Ld=1800mm中心距：a=464mm包角：α1=146.9°带的根数：7、计算初拉力由机械设计P149表8-3得q=0.1kg/m，单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为20min500148.24zvFqvN（2.5-K）（）K8、计算作用在轴上的压轴力pF10146.92sin23148.24sin852.622pFzFN六、齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。（3）材料选择根据机械设计P191表10-1：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS大小齿轮齿面的硬度差为280－240=40，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。（4）选小齿轮的齿数Z1=23,齿数比μ=i=3.35；Z=3张紧力：（F0）min=148.24N压轴力：Fp=852.6N则大齿轮齿数Z2=μ•Z1=3.35×23=77.05，取Z2=782、按齿面接触疲劳强度设计由机械设计P203式（10-9a）进行试算，即E23112.32HtdtkTZdⅠ（1）确定各计算参数1)试选Kt=1.3；2)666411129.5510P9.5510P9.55102.784T8.410nn3200.99N•mm；3)由机械设计P205表10-7选取Фd=1；4)由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.812MPa5）由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限lim1600HMPa大齿轮的解除疲劳强度极限lim2550HMPa6）由机械设计P206式10-13计算应力循环次数81079.9)153008(1320601601jLhnN81092.235.381079.9212iNN7）由机械设计P207图10-19取接触疲劳寿命系数KNH1=1.0，KNH2=0.958）计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数S=1，由机械设计P205式（10-12）得MPaSKHHHNH6006000.1][1lim11MPaSKHHHNH5.52255095.0][2lim22（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1tmmZuuTKdHEdtt6.615.5228.18935.3135.31840003.132.2132.22321312)、计算圆周速度smndvtt/03.11000603206.61100060113)、计算齿宽mmdbtdt6.616.61114）计算齿宽和齿高的比bhmmZdmtt68.2236.6111模数齿高mmmt03.668.225.225.2h22.1003.66.61hb5)计算载荷系数根据v=1.03m/s，8级精度，由机械设计P194图10-8查得动载荷