V带传动二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计目录一课程设计书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32机械设计课程设计一.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.联轴器设计机械设计课程设计1.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,1为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择机械设计课程设计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中心高外型尺寸底脚安装尺地脚螺栓轴伸尺装键部位尺机械设计课程设计3.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/minⅡn＝1/　Ⅰin＝626.09/3.24＝193.24r/minⅢn＝Ⅱn/2i＝193.24/2.33=82.93r/minⅣn=Ⅲn=82.93r/min（2）各轴输入功率ⅠP＝dp×1＝3.25×0.96＝3.12kWⅡP＝Ⅰp×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWⅢP＝ⅡP×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kWⅣP＝ⅢP×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW则各轴的输出功率：ⅠP＝ⅠP×0.98=3.06kWⅡP＝ⅡP×0.98=2.84kWⅢP＝ⅢP×0.98=2.65kWⅣP＝ⅣP×0.98=2.52kW（3）各轴输入转矩L×（AC/2+AD）×HD寸A×B孔直径K寸D×E寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×41机械设计课程设计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:ⅠT＝dT×0i×1=21.55×2.3×0.96=47.58N·mⅡT＝ⅠT×1i×1×2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N·mⅢT＝ⅡT×2i×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mⅣT=ⅢT×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91N·m输出转矩：ⅠT＝ⅠT×0.98=46.63N·mⅡT＝ⅡT×0.98=140.66N·mⅢT＝ⅢT×0.98=305.12N·mⅣT＝ⅣT×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。机械设计课程设计⑷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机械设计课程设计NqvkzvPFca80.15817.71.0)196.05.2(17.755008.4)15.2(500220⑼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=3.24×24=77.76取Z2=78.②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10-2678.0182.02则6.182.078.0②由课本202P公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×109h机械设计课程设计N2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=12ZZ)③查课本203P10-19图得：K1=0.93K2=0.96④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=95.5×105×3.19/626.09=4.86×104N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径dt12131)][(12HEHdttZZuuTKd=mm53.49)75.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12243②计算圆周速度10006011　ndtsm/62.110006009.62653.4914.3③计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bb=tdd1=49.53mm计算摸数mn初选螺旋角=14ntm=mmZdt00.22414cos53.49cos11④计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25ntm=2.25×2.00=4.50mm机械设计课程设计hb=5.453.49=11.01⑤计算纵向重合度=0.3181d14tan241318.0tan=1.903⑥计算载荷系数K使用系数AK=1根据smv/62.1,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的计算公式:KH=)6.01(18.012.12d2d+0.23×103×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=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=dt1tKK/3=49.53×6.182.13=51.73mm⑧计算模数nmnm=mmZd09.22414cos73.51cos114.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm≥)][(cos2