减速器设计说明书

1机械设计课程设计设计题目：胶带输送机卷筒传动装置（f）学院：机械工程学院班级：机自0801设计者：学号：200802070103指导教师日期：2011-2-222设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置。原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为±5%。输送带工作拉力：1.8KN工作速度：1.86m/s卷筒直径D（mm）：300mm方案如下图：3设计内容计算及说明结果1）选择电动机类型2）电动机容量3）确定电动机的转速一选择电动机按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机。(1)卷筒的输出功率P830018.83100010000.94FvPkw(2)电动机输出功率0P0PP传动装置的总效率321234式中1、2…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》表2-4查得：滚动轴承1=0.995；圆柱齿轮传动2=0.97；圆锥齿轮传动3=0.96；弹性联轴器4=0.99；则320.9950.970.960.990.926故08.839.540.926PPkw(3)电动机额定功率mP因载荷平稳，电动机额定功率mP只需略大于0P即可，选取电动机额定功率11mPkw。6010006010001.059.7/min320wvnrD由表2-1查得单级圆柱齿轮传动比范围1'3~5i，圆锥齿轮传动比范围2'2~3i，则电动机转速可选范围为：12'''59.7(6~15)358.2~895.5/mindnniir8.83Pkw0.92609.54Pkw59.7/minwnr4设计内容计算及说明结果4）电动机的技术数据和外形,安装尺寸1）传动装置总传动比2）分配传动装置各级传动比3）各轴转速（轴号见图一）4）各轴输入功率符合这一范围的同步转速有750r/min,由表8—184选常用的同步转速为750r/min的Y系列电动机Y180L—8，其满载转速为730/minmnr。电动机的安装结构形式以及其中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表8—186、表8—187中查到，并记录备用。二、计算传动装置的运动和动力参数73012.2359.7mnin对于圆锥—圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮的传动比0.250.2512.233.05fii则圆柱齿轮减速器传动比12.234.013.05gfiii12123344730/min730/min730239.3/min3.05239.359.7/min4.0159.7/minmfgwnnrnnrnnrinnrinnr工作轴按电动机所需功率dP计算各轴输入功率，即102143212431354149.549.540.999.449.440.9950.969.029.020.9950.978.718.710.9950.998.58wPPkwPPkwPPkwPPkwPPPkw12.23i3.05fi4.01gi1234730/min730/min239.3/min59.7/min59.7/minwnrnrnrnrnr12349.549.449.028.718.58wPkwPkwPkwPkwPkw5设计内容计算及说明结果圆锥直齿轮设计1.选定齿轮精度等级、材料及齿数5）各轴转矩10112223334445559.5495509550124.807309.4495509550123.497309.0295509550359.97239.38.72955095501394.9159.78.58=955095501372.5159.7wPTTNmnPTNmnPTNmnPTNmnPTTNmn电动机轴输出转矩工作轴以上算出的运动和动力参数列表如下：参数轴名轴1轴2轴3轴4轴5转速n(r/min)730730239.359.759.7功率P(kW)9.549.449.028.718.58转矩T(Nm)124.80123.49359.971394.911372.51传动比i13.054.011效率0.990.9550.9650.985三、传动件的设计计算已知输入功率29.44Pkw，小齿轮转速730r/min，齿数比u=3.05，由电动机驱动，工作寿命10年，大修期3年，两班制，带式输送机载荷平稳，空载起动，不反转。1）选用8级精度(GB10095-88)2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40rC(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数125z，大齿轮齿数22.032550.75z，取整277z。则21773.0825zuz12345124.80123.49359.971394.911372.51wTNmTNmTNmTNmTTNm6设计内容计算及说明结果2.按齿面接触强度设计(1).确定公式内的各计算数值由设计计算公式进行试算，即113222.92()(10.5)ERRHZKTdu1）试选载荷系数试取K=2.02）计算小齿轮的转矩5522295.51095.5109.44123496730PTNmmn3）选齿宽系数13R4）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa5）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa6）计算应力循环次数91298260607301(2830010)2.1024102.1024106.826103.08hNnjLN7)由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数120.95,1.2HNHNKK8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得1lim112lim220.956005701.2550660HNHHHNHHKMPaSKMPaS12570660HHMPaMPa7设计内容计算及说明结果（2）计算3按齿根弯曲强度设计1）试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值11323222.92()(10.5)189.82.012349622.92()98.860.333(10.50.333)3.08570EtRRHZKTdumm2）计算圆周速度v1298.867303.78/601000601000tdnvms3）计算载荷系数根据3.78/vms，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数1.14vK直齿轮1HFKK由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数1.0AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查《机械设计（第八版）》表得轴承系数1.25HbeK，则1.51.51.251.875HFHbeKKK接触强度载荷系数1.01.1411.8752.1375AvHHKKKKK4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得112.13753398.86101.082.0ttKddmmK5）计算大端模数m11101.084.0425dmmmz1）确定弯曲强度载荷系数1.01.1411.8752.1375AvFFKKKKK2）由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系12.60FaY22.06FaY198.86tdmm3.78/vms2.1375K1101.08dmm4.04mmm2.1375K8设计内容计算及说明结果（1）确定计算参数（2）设计计算应力校正系数11.595saY21.97saY3）由《机械设计（第八版）》图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEMPa4）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.83FNK20.88FNK5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S，得1112220.83500296.41.40.88380238.81.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS6）计算大、小齿轮的FaSaFYY并加以比较1112.601.5950.01399296.4FaSaFYY2222.061.970.01640247.15FaSaFYY大齿轮的数值大。13213224 (10.5)2142.13751234960.016403.1350.333(10.50.333)253.081FaSaFRRYYKTmzumm对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取由弯曲疲劳强度算得的模数3.135并就近圆整为标准值m=3.25，按接触强度算得的分度圆直径1101.08dmm，算出小齿轮齿数12296.4238.8FFMPaMPam=3.259设计内容计算及说明结果（3）.几何尺寸计算圆柱斜齿轮设计1.选定齿轮精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计11101.831.32323.25dzm所以，大齿轮齿数223.083298.56,99zz取111222211222122113.2532104104(10.5)86.67313.2599321.75321.75(10.5)268.1253993.09323.09arccosarccos17.93213.0919072.06713.0911041622mmdmzmmdmmdmzmmdmmzuzuuuRd，，8.88mm圆整并确定齿宽0.333180.5556.29RbRmm取156bmm256bmm1）运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度(GB10095-88)2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数124z，大齿轮齿数224.012496.23,97zz取4）选取螺旋角。初选螺旋角14由设计计算公式进行试算321321()tHEtdHKTuZZdu1）试选载荷系数计算小齿轮的转矩132z299z1212104321.7517.93272.067168.88dmmdmmRmm156bmm256bmm10设计内容计算及说明结果(1)确定公式内的各计算数值5533395.51095.5109.02359970.7239.3PTNmmn2）选齿宽系数1d3）由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数2.433HZ4）由《机械设计（第八版）》图10-26查得10.768，20.880，则120.7860.8801.6665）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPai.计算应力循环次数8138826060239.31(2830010)6.892106.892101.719104.01hNnjLNii.由