毕业设计设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计算说明书设计题目设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器机电学院（系）班设计者指导教师年06月10日目录：机械设计课程设计任务书2传动方案的设计与拟定3电动机选择4计算传动装置的总传动比并分配5计算传动装置的运动参数和动力参数5传动零件设计6减速器内传动零件设计8验算工作速度误差10计算轴的最小直径d211轴受力图11按弯扭合成强度计算2轴12低速轴轴承的校核13键联接的选择和校核计算13联轴器的选择14减速器的润滑方式和密封类型的选择14小结14参考资料14机械设计课程设计任务书II—P224题目1设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。1V带传动2运输带3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6卷筒原始数据：（数据编号A10）运输带工作拉力F/N：1500运输带工作速度)(1smv：1.70卷筒直径D/mm：260工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为%5传动方案的设计与拟定传动简图如下：1V带传动2运输带3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6卷筒此传动方案选用了V带传动和闭式齿轮传动。V带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点，但此方案的结构尺寸较大；V带传动也不适宜用于繁重工作要求的场合及恶劣的工作环境。计算及说明一．选择电动机（1）选出择电动机类型：按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（2）选择电动机容量：按II—P11式（2—1），电动机所需工作功率为WdPP按II—P11式（2—2），工作机所需功率为1000FvPWkW传动装置的总效率为543321按II—P12表2—3，确定各部分效率：V带传动效率96.01，滚动轴承传动效率（一对）99.02，闭式齿轮传动效率97.035，联轴器效率99.04，传动滚筒效率96.05，代入得863.096.099.0975.099.096.03所需电动机功率为87.21000FvPdkW因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。由II—P185表16—1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率edP为4kW。（3）确定电动机转速滚筒工作转速min1252607.11000060100060rDvnW通常，V带传动的传动比常用范围为4~2'1i；单级圆柱齿轮减速器为5~3'2i，则总传动比范围为20~6)54(~)32('i，电动机可选择的转速范围为：min2500~75059.114)20~6(''rninWd符合这一范围的同步转速有750，1000，1500r/min,所以Y系列三相异步电动机，Y100L-4,额定功率3KW,满载转速1420r/min863.0kWPd87.2125Wnr/min2500~750'dnr/min计计算及说明由II—P186表16—3查得：电动机外伸端尺寸E=60电动机轴直径28D键槽宽度F=8，G=24二．计算传动装置的总传动比并分配1．总传动比36.111251420Wmanni2．分配传动装置各级传动比由II—P8表2—1，取V带传动的传动比为5.20i，则减速器的传动比i为544.45.236.110iiia三．计算传动装置的运动参数和动力参数1）电动机轴mnPrnnkWPdPm3.199550min142087.2000002）1轴减速器主动轮轴（高速轴）mnPrinnkWPP4.469550min5685.2142076.296.087.2111010101013)2轴减速器从动轮轴（低速轴）mNnPrinnkWPP5.2029550min125544.456865.296.076.2222121212124）3轴（滚筒洲）36.11ai544.4imrnkWP3.19min142087.2000mrnkWP4.46min56876.2111mrnkWP5.202min12565.2222mrnkWPP5.202min125362..299.065.2323231轴和2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率0.99运动和动力参数的计算结果汇总列表如下:轴名功率kWP/转矩)/(m转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴1轴2轴滚筒轴2.762.652.622.872.732.622.5946.4202.5202.519.345.94200.48200.4814205681251202.54.54410.960.960.99四.传动零件设计一)减速器外部零件设计普通V带设计1.计算功率cP由I—P92表8—7查得1.1AK，故kWkWPKPAc3.3)31.1(2．选择带型根据kWPc3.3和min1420rnW，由I—P94图8—9（a）初步选用A型V带。3．选取带轮基准直径1dd和2dd由I—P94表8—8和P95表8—9取mmdd851，由I—P93式（8—16）得mmidddd5.21285568142012由I—P95表8—9取直径系列值为mmdd21224．验算带速vsmndvd/32.610006014208510006011带速v在5~25m/s范围内带速合适mTrnkWP5.202min/12562.2333kWPc3.3mmdmmddd2128521smv/32.6计算及说明5．确定中心距a和带的基准长度dL由I—P95式（8—18）初定中心距mma4000，符合下式。)(2)(7.021021ddddddadd由I—P95式（8—19）得带长：mmaddddaLddddd4.12764)()(2202122100由I—P88表（8—2）查得A型带基准长度mmLd1800，计算实际中心距mmLLaadd462200取mma4606．验算小带轮包角1由I—P95式（8—22）得1202.1643.57180121adddd故包角合适7．确定带的根数Z由I—P89表8—3得V带额定功率kWP07.10由I—P90表8—5得单根普通V带额定功率值增量kWP17.00由I—P95表8—10得带轮包角系数96.0K由I—P88表8—2得V带长度系数96.0LK由I—P95式（8—23）得mma4000mmLd4.12760mma4602.1641计算及说明89.2)(00LcKKPPPz取Z=3根8．确定初拉力0F由I—P96式（2—24）计算单根普通V带的初拉力NqvzvKPKFc144)5.2(500209．计算压轴力QF由I—P96式（8—25）得NZFFQ8642sin2101．五．减速器内传动零件设计圆柱齿轮设计1,选择材料，确定许用应力：由表I9-4得，小齿轮采用40Cr调质处理，硬度为240-185HBS取260HBS;大齿轮采用45钢调质处理，硬度为229-286HBS取240HBS2齿面接触疲劳强度设计(1)选择齿数通常Z1=20-40,Z1=25Z2=iz1=113.8,z2=114（2）小齿轮传递的转距T1T1=nP100000055.9=46405N.MM(3)选择齿宽系数Ød由于齿轮为对称布置，且为软尺面，所以取Ød=0.9(4)确定载荷系数K载荷系数=1.3-1.6,由于齿轮为对称布置，所以取K=1.4(5)计算分度圆直径89.461)670(312iidkthdmmZ=3F0=114NFQ=864NZ1=25Z2=114d=46.89（6）确定齿轮模数88.121ddm按表I9-2圆正为2mmm（7）齿轮几何尺寸计算mmmzd5011mmmzd22822mmmdda54211mmmdda232222mmmddf455.211mmmddf2235.222mmzzma139)(221mmddb4512mmbb505213齿根弯曲疲劳强度验算（1）齿形系数由Z1=25，Z2=114查得I9-763.21fy和2.22fy（2）演算齿根弯曲应力由I9-7得afFFMPmbdYKT233][94.75211111afffffMPyy188][52.6321212所以齿根弯曲疲劳强度验算足够（3）齿轮精度等级根据smndv49.110006011查表i9-5,选用7级精度88.1mmmd501mmd2282mmda541mmda2322mmdf451mmdf2232mma139mmb452mmb501六，验算工作速度误差V理=1.70smV实smdn6988.1601000实%507.0理实理VVVV七，按扭距初步计算最小直径选用45刚，并经调制处理。根据I11-2，并将差得的A=120带入得mmnpAd33.203221因有键槽，需将轴增大3%，即mm94.20%10333.20圆整为标准直径，取mmd251mmnpAd21.333222同理，取mmd402六．联轴器的选择由于2轴输出转矩为min125,48.2002rnmNT转速主要承受转知以传动为主故选Y型见II—P137表（13—5）由II—P138表（13—2）及以上数据，选择YL8型联轴器,孔径d=35mm，轴孔长度L=82mm，公称转矩T=250NM，许用转速4300r/min，其D=130mm，mmD1051采用mmLM1694100螺栓，转动惯量为2043.0mkg键槽采用C形键槽其b=10mm见IIP137表（13—1）圆柱形轴孔与轴伸的配合为6735kHmmd35minYL8型联轴器书室（a）555585（b）FtFrACBFt（c）HARHBRMnMHC84.48（d）Ft（e）HARHBRmNMvc84.48(f)Mc=48.84Nm(g)T=202.5NmT=121.6Nm（h）mNMec8.130计算及说明七．按弯扭合成强度计算2轴(1)画结构简图和轴的受力图（图（a））,并确定轴上的作用力（图（b））从动轴上的转矩为mN5.202作用在齿轮上的圆周力Ft，径向力分别为17761776228.05.2022222rtFdTF⑵作水平面的弯矩HM图（图（C））支承反力NFRRtHBHA888217762截面C处的弯矩mlRMHAHC84.48055.08882⑶作垂直平面的弯矩VM图（图（e））同上⑷作合成弯矩M图（图（g））：截面C左侧的合成弯矩mMMMVCHCC4.482121⑸作转矩T图（图（h））mN5.202⑹作当量弯矩eM图（图（g）），因单向传动，转矩可认为按脉动循环变化，所以应力校正系数6.0，则mT6.1215.2026.0危险截面C处的当量弯矩mNMMCec8.130222八．轴承寿命计算由I—P212表（12—9）得，温度系数1tf由I—P212表（12—10）得，载荷系数1pf由II—P119表（11—5）得基本额定动载荷NCr31500由I—P212式（12—11）年1516667PfCfnLprth九．键联接的选择和校核计算⑴2轴齿轮键计算由I—P78表（7—5）选择apMP)150~125(由2—P108表（10—26）选：键C25914GB1096—79mmLlmmk455.3mN5.202mmd50由I—P77