带式运输机的传动装置 二级展开式斜齿轮减速器说明书(含CAD全套图纸)

带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器初始数据F=2800V=1.5D=340CAD图在后面双击可以打开网上售价100元这里只要20金币原版设计盗版必究楚客生提供目录第一部分设计任务-------------------------------3第二部分传动方案分析-------------------------3第三部分电动机的选择计算--------------------------------4第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算（包括分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩）-----------------7第五部分传动零件的设计计算----------------------------------8第六部分轴的设计计算---------------17第七部分键连接的选择及计算-----------------------20第八部分滚动轴承的选择及计算-------------------------22第九部分联轴器的选择----------------------------------24第十部分润滑与密封----------------------------------第十一部分箱体及附件的结构设计和选择-------------------------------设计小结--------------------------------------------25参考文献--------------------------------------------25第二部分传动方案分析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：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：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。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率a:a=0.983×0.972×0.99×0.96=0.841为轴承的效率,2为齿轮啮合传动的效率,3为联轴器的效率,4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择计算皮带速度v:v=1.5m/s工作机的功率pw:pw=F×V1000=2800×1.51000=4.2KW电动机所需工作功率为:pd=pwηa=4.20.84=5KW执行机构的曲柄转速为:n=60×1000Vπ×D=60×1000×1.5π×340=84.3r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(8×40)×84.3=674.4~3372r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算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:ia=nm/n=960/84.3=11.42分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.4ia=1.4×11.4=3.99则低速级的传动比为:i23=iai12=11.43.99=2.863各轴转速:nI=nm=960=960r/minnII=nI/i12=960/3.99=240.6r/minnIII=nII/i23=240.6/2.86=84.1r/minnIV=nIII=84.1r/min4各轴输入功率:PI=Pd×=5×0.99=4.95KWPII=PI×=4.95×0.98×0.97=4.71KWPIII=PII×=4.71×0.98×0.97=4.48KWPIV=PIII×=4.48×0.98×0.99=4.71KW则各轴的输出功率：PI'=PI×0.98=4.85KWPII'=PII×0.98=4.62KWPIII'=PIII×0.98=4.39KWPIV'=PIV×0.98=4.62KW5各轴输入转矩:TI=Td×电动机轴的输出转矩:Td=9550×pdnm=9550×5960=49.7Nm所以各轴输入转矩TI=Td×=49.7×0.99=49.2NmTII=TI×i12×=49.2×3.99×0.98×0.97=186.6NmTIII=TII×i23×=186.6×2.86×0.98×0.97=507.3NmTIV=TIII×=507.3×0.98×0.99=492.2Nm所以各轴输出转矩为：TI'=TI×0.98=48.2NmTII'=TII×0.98=182.9NmTIII'=TIII×0.98=497.2NmTIV'=TIV×0.98=482.4Nm第五部分传动零件的设计计算（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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。1）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z1=24，则：Z2=i12×Z1=3.99×24=95.76取：Z2=962）初选螺旋角:=150。2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d1t≥32KtT1ψdεα×u±1u×ZHZE[σH]2确定各参数的值:1)试选Kt=2.52)T1=49.2Nm3)选取齿宽系数d=14)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.426)由式8-3得：=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos=[1.88-3.2×(1/24+1/96)]×cos150=1.6557)由式8-4得：=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan150=2.048)由式8-19得:Z11.655=0.7779)由式8-21得：Z=cosβ=cos15=0.9810)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2=530MPa。11)计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×960×1×10×300×2×8=2.76×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=2.76×109/3.99=6.93×10812)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87,KHN2=0.8913)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=KHN1σHlim1S=0.87×650=565.5MPa[H]2=KHN2σHlim2S=0.89×530=471.7MPa许用接触应力:[H]=([H]1+[H]2)/2=(565.5+471.7)/2=518.6MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:d1t≥32KtT1ψdεα×u±1u×ZHZE[σH]2=32×2.5×49.2×10001×1.655×3.99+13.99×2.42×189.8518.62=52.6mm4修正计算结果：1)确定模数：mn=d1tcosβZ1=52.6×cos15024=2.12mm取为标准值:2.5mm。2)中心距：a=Z1+Z2mn2cosβ=()24+96×2.52×cos150=155.3mm3)螺旋角：=arccosZ1+Z2mn2a=arccos()24+96×2.52×155.3=1504)计算齿轮参数：d1=Z1mncosβ=24×2.5cos150=62mmd2=Z2mncosβ=96×2.5cos150=248mmb=φd×d1=62mmb圆整为整数为：b=62mm。5)计算圆周速度v:v=πd1n160×1000=3.14×62×96060×1000=3.11m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。6)同前，ZE=189.8MPa。由图8-15查得节点区域系数为:ZH=2.42。7)由式8-3得：=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos=[1.88-3.2×(1/24+1/96)]×cos150=1.6558)由式8-4得：=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan150=2.049)10)同前，取:Z11.655=0.77711)由式8-21得：Z=cosβ=cos15=0.9812)由表8-2查得系数：KA=1，由图8-6查得系数：KV=1.1。13)Ft=2T1d1=2×49.2×100062=1587.1NKAFtb=1×1587.162=25.6100Nmm14)由tant=tann/cos得：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos150)=20.7015)由式8-17得：cosb=coscosn/cost=cos15cos20/cos20.7=0.9716)由表8-3得：KH=KF=/cos2b=1.655/0.972=1.7617)由表8-4得：KHd2+0.61×10-3b=1.3718)K=KAKVKHKH=1×1.1×1.76×1.37=2.6519)计算d1：d1≥32KT1ψd×u±1u×ZHZEZεZβ[σH]2=32×2.65×49.2×10001×3.99+13.99×2.42×189.8×0.777×0.98518.62=52.9mm实际d1=6252.9所以齿面接触疲劳强度足够。5校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式内各计算数值：1)当量齿数：ZV1=Z1/cos3=24/cos3150=26.6ZV2=Z2/cos3=96/cos3150=106.52)V=[1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cos=[1.88-3.2×(1/26.6+1/106.5)]×cos150=1.6713)由式8-25得重合度系数：Y=0.25+0.75cos2b/V=0.674)由图8-26和=2.04查得螺旋角系数Y=0.875)εγεαYε=3.6951.655×0.67=3.33前已求得:KH=1.763.33，故取：KF=1.766)bh=b[(2h*am+c*)mn]=62[(2×1+0.25)×2.5]=11.02且前已求得:KH=1.37，由图8-12查得：KF=1.347)K=KAKVKFKF=1×1.1×1.76×1.34=2.598)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1=2.58YFa2=2.17应力校正系数:YSa1=1.62YSa2=1.839)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim1=500MPaFlim2=380MPa10)同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1=2.76×109大齿轮应力循环次数:N2=6.93×10811)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.83KFN2=0.8512)计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：[F]1=KFN1σFlim1S=0.83×5001.3=319.2[F]2=KFN2σFlim2S=0.85×3801.3=248.5YFa1YSa1[σF]1=2.58×1.62319.2=0.01309YFa2YSa2[σF]2=2.1