单级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计--带式运输机传动装置

0机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置1专业课设计课程设计说明书一、传动方案拟定……………………………………………2二、电动机的选择……………………………………………2三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………四、运动参数及动力参数计算………………………………五、传动零件的设计计算……………………………………六、轴的设计计算……………………………………………七、滚动轴承的选择及校核计算……………………………八、键联接的选择及计算……………………………………九、润滑方式的确定………………………………………十、参考资料………………………………………………2计算过程及计算说明一、传动方案拟定1．设计题目名称单级斜齿圆柱齿轮减速器。2．运动简图3．工作条件连续单向运转，载荷平稳，空载起动，运输机双班制工作，单向运转，有轻微振动，小批量生产，使用年限10年，运输带速度允许误差为±5%。4，原始数据1．输送带牵引力F=740N2．输送带线速度V=1.3m/s3．鼓轮直径D=240mm二、电动机选择1、选择电动机的类型：按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电3压为380V，Y型。2、计算电机的容量dP：a——电机至工作机之间的传动装置的总效率：312345==总0.98×0.983×0.98×0.99×0.96=0.876V带传动效率：0.98；2－滚子轴承传动效率：0.983－圆柱齿轮的传动效率：0.98；4－弹性联轴器的传动效率：0.995—卷筒的传动效率：0.96已知运输带的速度v=0.95m/s：kwawdPPkwFvwwP1000所以：d7401.3100010000.96awFVP1.143KW从表22-1中可选额定功率为1.5kw的电动机。3、确定电机转速：卷筒的转速为：n=60×1000V/(∏D)=60×1000×1.3÷(3.14×240)=103.503r/min按表14-8推荐的传动比合理范围，取V带传动比4~21i单级圆柱齿轮减速器传动比6~42i，则从电动机到卷轴筒的总传动比合理范围为：24~8i。故电动机转速可选的范围为：nd=i×n=(8~24)×103.65=830~24884符合这一范围的转速有：1000r/min、1500r/min，；综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L-6，其主要参数如下：型号功率（KW）转速（r/min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y90s-21.59402.02.2额定功率kW满载转速KHDADEFGHLAB1.594010190140245082490380176三、计算总传动比及分配各级的传动比：总传动比：ia=n满/n=940/103.503=13.719分配传动比：取一级斜齿圆柱齿轮的传动比：51i，则一V带的传动比：i0=ia/i1=13.719÷5=2.74四、运动参数及动力参数计算：5将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴，34231201——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。1、各轴转速：1轴：n1＝n0/i齿轮＝1420/2.74＝518.25r/min2轴n2＝n1/i1＝518.25/5=103.503r/min卷筒轴：n3=n2=103.503r/min2、各轴输入功率，输出功率：输入功率：1轴：10111.140.981.12ddkwPPP2轴：21112231.120.980.981.075KWPPP卷筒轴：32334241.0750.980.991.043KWPPP输出功率：1轴：'1211.120.981.09KWpP2轴：'2221.0750.981.053KWpP卷筒轴：'3231.0430.981.022KWpP3各轴输入转矩，输出转矩：电动机的输出转矩：01.143955095507.69*1420ddNmPTn1轴输入转矩：1111.129550955020.64*518.25NmPTn62轴输入转矩:2221.0759550955099.19*103.503NmPTn卷筒轴输入转矩：3431.0439550955096.24*103.503NmPTn输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率0.99。运动和动力参数计算结果如下表：轴名功率P（KW）转矩T（N*m）转速（r/min）传动比效率输入输出输入输出电动机轴1.147.69142050.961轴1.121.0920.6420.22518.252.740.962轴1.0751.05399.1497.16103.5031.000.96卷筒轴1.0431.02296.2494.31103.503五、传动零件的设计计算：1.设计V带（1）确定V带型号kA=1.2PC=KAP=1.2×1.5=1.8KW根据cP=1.5KW0n=1420r/min,选择A型V带，取d1=90mm。大轮的基准直径：d1=i0×d1×(1-ε)=2.74×90×0.98=241.66取。d2=250mm7为带传动的弹性滑动02.0~01.0。（2）验算带速：113.149014206.69/25/60100060000Vmsmsdn带速合适。（3）确定V带基准长度dL和中心距a0：根据：)(2)(7.021021ddadd可得a0应在238~680mm之间，初选中心距a0=600mm带长：2001202212()242600(25090)174424600()(25090)mmddaddLa取mmLd1800。计算实际中心距：001800174460062822dammLLa。（4）验算小带轮包角：212509018057.318057.3165.40120628add合适。（5）求V带根数Z：KKppPLc)(00今,90min,/142011mmrdn得：kwP07.10传动比：8212502.8(1)90(10.02)iddkwP17.00由1165.40查表得98.0K，查表得：01.1KL，由此可得：001.81.465(1.070.17)0.981.01()cLPppKK取Z=2根。（6）求作用在带轮轴上的压力QF：查表得q=0.10kg/m，故得单根V带的初拉力：2205002.55001.82.5(1)(1)0.10108.826.690.986.69cqNzvPvFK作用在轴上压力：10165.42sin22108.8sin431.6722QzNFF。（7）确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径d1=90mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=250mm，采用腹板式结构，基准图见零件工作图。2、齿轮设计（1）选选齿轮的材料、精度和确定许用应力：因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr调质，齿面硬度HBS286~217，MPaH750~6501lim，MPaFE620~5601大齿轮用45钢调质，齿面硬度HRC286~197，MPaH620~5502lim，MPaFE480~4102。9取0.1,25.1sSHF；取8.189,5.2ZZEH；[1F]=MPaSFFE48025.16001[2F]=MPaSFFE36025.14502[1H]=MPaSHH70017001lim[2H]=MPaSHH60016002lim(2)按轮齿弯曲强度设计计算齿轮精度用8级，取载荷系数K=1.2，，齿宽系数8.0d，小齿轮上的转矩：64111.149.5595500002.1518.251010PTnN*mm大齿轮上的转矩：642221.0759.5595500009.92103.5031010PTnN*mm初选螺旋角150齿数：取221Z，则1102252Z齿形系数：06.12215110,12.241522coscos3231ZZvv查图11-8得,73.21YFa22.22YFa。由图11-9得,58.11YSa81.12Ysa。因0112.036081.122.20089.048058.173.2222111FSaFaFSaFaYYYY，故应该对大齿轮进行弯曲强度计算。小齿轮法向模数：10422111332211221.22.10.0089151.030.810cos22FaSanFdKmmYYTmCOSZ由表4-1取mmmn25.1。中心距：mmCOSCOSaZZmn4.85152)11022(25.1221取a=90mm。确定螺旋角：'33239021102225.1arccos2)(arccos21azzmn齿轮分度圆直径mmZmdn30'3323cos2225.1cos11mmZmdn11.150'3323cos11025.1cos22齿宽mmbdd24308.01取mmmmbb30,2512（3）验算齿面接触强度：4222221.29.9213.48189.82.5cos2333'2.4824.02356.9260010150.11EHHKubuMPaMPaTZZZd安全。（5）齿轮的圆周速度smvnd/23.26000014203014.310006001故选8级制造精度是合宜的。（5）设计小结：名称代号单位小齿轮大齿轮中心距amm9011传动比i2.48模数mmm1.25螺旋角(0)'3323齿数z22110分度圆直径d1mm30150.11材料及齿面硬度40CrHBS286~21745钢HRC286~197六、轴的设计计算输入轴设计：1、按扭矩初算轴径选用45号钢调质处理，硬度217~286HBS。查课本第245页表14-2取35MpaC=110。331.14311014.32518.25PdCmmn，考虑有键槽，将直径增大5%，则d=14.32×(1+5%)mm=15.036mm∴选d=16mm2、齿轮轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：mmd181长度取mmL401∵ch2c=1.5mm12∴II段:mmhdd245.12218212初选用7205AC型角接触球轴承，查指导书表可知其内径为25mm,宽度为15mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：mmL9255152022III段直径：mmd253小齿轮直径335.112302mhddaamm小齿轮宽度加退刀槽4010303Lmm取过渡段直径304dmm,204Lmm取轴承直径255dmm，165Lmm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=205mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知mmd301②求转矩：已知12