分流式圆柱直齿二级减速器 (李 智)(1)

二级减速器课程设计2012级机械设计制造及其自动化专业学号：2012211436姓名：李智专业：机械设计制造及其自动化指导老师：平芳二级减速器课程设计2012级机械设计制造及其自动化专业1、课程设计题目设计带式输送机中的传送设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。每日____三__班制工作（每班制8小时/天），工作期限为___10____年（计300天/年）。已知条件：输送带带轮直径d=____380__mm，输送带运行速度v=__0.9___m/s，输送带轴所需拉力F=__2800__N。教师姓名：平芳1234567输送带带轮直径d（mm）400380420420400400380输送带运行速度v（m/s）1.31.31.10.91.10.90.9输送带轴所需拉力F（N）30003000300030003500280028002、分组名单题号1234567一班制杨帆杨其峰张登辉张爽章伟赵辉左霖两班制杨密尹炎焜张俊张文龙赵成勇赵清左泽青三班制杨峰袁峰张青松张祥赵东培朱露翔李智目录一．设计任务书………………………………二、传动方案拟定…………….……………………………….三、电动机的选择……………………………………….…….四、计算总传动比及分配各级的传动比………………………五、运动参数及动力参数计算…………………………………六、传动零件的设计计算………………………………………七、轴的设计计算………………………………………………八、滚动轴承的选择及校核计算………………………………九、键联接的选择及计算………………………………………十、联轴器的选择………………………………………………..十一、润滑与密封…………………………………………………..十二、参考文献…………………………………………………十三、附录（零件及装配图）………………………………计算及说明结果一.设计任务书1，技术条件与说明以及设计要求1.1．技术条件与技术要求：设计一带式运输机，用分流式直齿圆柱齿轮传动二级减速器。单向传动，单班制，每天工作8小时，工作寿命十年，每年按300天计算，封闭式环境，电源方式为三相交流，电压为380伏，联轴器采用HL型。采用软齿面，材料为45号钢调质，轴的材料为45号钢，调质处理。毂轮直径400mm，运输带的带速V=1.1m/s。1.2设计要求1.1）输出轴零件图（A4）；2）设计计算说明书一份（标准格式）；2．原始数据运输带曳引力F（N）：2800运输带速度V（m/s）：0.9滚筒直径D(mm)：380二．传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。'hL=24000hF=3500NV=1.1m/sD=400mm分流式二级圆柱齿轮减速器计算及说明结果三．电动机的选择1选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2选择电动机的容量1）毂轮所需功率wP：wP=FV/1000=（28000.9/1000）kw=2.52kw毂轮的转速wnwn=(60×V/πD)r/min=45.26r/min2）电动机至毂轮之间传动装置的总效率为η：97.099.097.099.04324233210.83其中1，2，3，w分别为传动系统中联轴器，轴承及齿轮传动的效率，w是毂轮的效率，1=0.99，2=0.99，3=0.97，w=0.973）确定电动机的额定功率edP设电动机的输出功率为dPdP=wP/η=2.52/0.83=3.04kw确定电动机的额定功率edP选定电动机的额定功率edP=4kw3、选择电动机的转速因：wn=45.26r/min该传动系统为分流式圆柱直齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为12iii=8～40则总传动比可取8至40之间则电动机转速的可选范围为'1dn=8wn=8×45.26=362.08r/min'2dn=40wn=40×45.26=1810.4r/min可见同步转速为1000r/min，1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：wP=2.52kwwn=45.26r/minη=0.83dP=3.04kwedP=4kw'1dn=362.08r/min'2dn=1810.4r/min计算及说明结果由参考文献[1]中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩质量/kg同步转速满载转速1Y112M-44150014402.22.3432Y132M1-6410009602.02.273由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案1.四．总传动比确定及各级传动比分配4.1计算总传动比由参考文献[1]中表16-1查得：满载转速nm=1440r/min；总传动比i=nm/wn=1440/45.26=31.824.2分配各级传动比查阅参考文献[1]《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中分配各级传动比取高速级的圆柱齿轮传动比1i=i)4.1~3.1(=6.55，则低速级的圆柱齿轮的传动比为2i=i/1i=31.82/6.55=4.86电动机型号为Y132S-4i=31.821i=6.552i=4.86计算及说明结果五．计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速设电动机轴为轴0，减速器高速级轴为轴1，中速轴为轴2,低速级轴为轴3，滚筒轴为轴4，则mnn1=1440r/min112inn1440/6.55r/min=219.85r/min2234innn219.85/4.86r/min=45.24r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5％范围内2.按电动机额定功率edP计算各轴输入功率edP=4kw11edPP=99.04kw=3.96kw3212PP=3.96×0.99×0.97kw=3.8kw3223PP=3.8×0.99×0.97kw=3.65kw2134PP=3.65×0.99×0.99kw=3.58kw2.各轴转矩111P9550Tn9550×3.96/1440Nm=26.26Nm2229550TnP9550×3.8/219.85Nm=165.07Nm3339550nPT9550×3.65/45.24Nmmin/45.24min/219.85min/14404321rnnrnrn1P=3.96kw2P=3.8kw3P=3.65kw4P=3.58kw1T=26.26Nm2T=165.07Nm3T=770.5Nm4T=755.73Nm计算及说明结果=770.5Nm4449550nPT9550×3.58/45.24Nm=755.73Nm表3轴的运动及动力参数项目电动机轴0高速级轴1中间轴2低速级轴3带轮轴4转速（r/min）14401440219.8545.2445.24功率（kw）43.963.83.653.58转矩(Nm)26.5326.26165.07770.5755.73传动比16.554.861效率0.990.960.960.98六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a.选用直齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）c.材料选择。齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。d.初选小齿轮齿数1Z=25，则大齿轮齿数2Z=6.55×25=163.751u=6.55e.选取齿宽系数d：d=1.0（2）按齿面接触强度设计按下式试算3211)(132.2HEdtZKTd①1）确定公式内的各计算数值7级精度（GB10095-88）齿轮：45钢（调质）240HBS1Z=252Z=163.756.551u计算及说明结果a.试选1tk=1.3b.分流式小齿轮传递的转矩1T=1T/2=13.13Nmc.由表查取齿宽系数d=1.0d.查图表选取弹性影响系数EZ=189.812MPae.按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限MpaH600limf.由式N=60njhL②计算应力循环次数1160hNnjL=60×1440×1×72000=6.21×910112/iNN=6.21×910/6.55=9.48×810g．由图，取接触疲劳寿命系数;0.1NHKh．计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，得MpaMpaSKNHH6006000.1limH2）计算a.按式①计算小齿轮分度圆直径1td带入数据计算：2331)600189.8(55.61)155.6(1013.313.132.2tdmm=29.08mmb.计算圆周速度1tk=1.31T=13.13Nmd=1.0EZ=189.812MPaMpaH600lim21.61N×9102N9.48×810;0.1NHKMpaH600计算及说明结果111/601000tVdn=3.14×29.08×1440/（60×1000）m/s=2.19m/sc.计算齿宽bb=d1td=1×29.08mm=29.08mmd.计算齿宽与齿高之比b/h模数mmzdmtt163.1/11111.11921.245.32/617.225.21hbmmmhte.计算载荷系数K使用系数AK=1，根据1V=2.19m/s，7级精度查图表得动载系数vK=1.12查图表得齿间载荷分布系数HFKK=1.1查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，285.1HK；由b/h=11.11285.1HK查得18.1FK；由式AVHHKKKKK④得载荷系数1K=1×1.12×1×1.285=1.439f.按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式3ttKddK⑤得mmd313.1439.160.26=27.52mmg.计算模数mm=1d/1Z=27.52/25mm=1.10mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计smV/19.21b=29.08mmmmmt163.11h=2.617mmb/h=11.11AK=1vK=1.12HFKK=1285.11HK1FK=1.181K=1.439计算及说明结果按式mmYYzKTmFSaFad32112计算1）确定计算系数a.由图表查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MpaFE640；b.由图表取弯曲疲劳寿命系数88.0FNK；c.计算弯曲疲劳许用应力去弯曲疲劳安全系数S=1.25，得paMpaSKFEFNFM56.45025.164088.0d.计算载荷系数由式AVFFKKKKK⑥得1K=1×1.12×1.1×1.26=1.552e.查取齿形系数查图表1FY=2.74，2FY=2.20f.查取应力校正系数查图表1SY=1.59，2SY=1.83g.计算大小齿轮的FSFYY并加以比较+FSaFaYY11=2.74×1.59/309.76=0.01406FSaFaYY22=2.20×1.83/309.76=0.01300小齿轮的数值大2）(2)设计计算mmd27.521m=1.10mmMpaFE64088.0FNKS=1.25F=450.56Mpa1K=1.5521FY=2.742FY=2.201SY=1.592SY=1.83FSaFaYY11=0.01406FSaFaYY22=0.01300计算及说明结果323101406.02511013.13439.12nm