最新带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器--机械设计课程说明书

《机械设计基础课程设计》说明书题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器所属学院：电力工程学院专业班级：热能与动力工程学生姓名：指导教师：完成日期：xxxx大学指导教师评语：指导教师签字：答辩成绩：1、设计题目设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器。工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载与空载启动，单班制工作，使用年限5年，输送带速度误差允许误差为正负5%。原始数据：输送带拉力F(N)输送带速V(m/s)滚筒直径D(mm)22000.6300运动简图：2、传动装置的整体设计2.1确定传动方案具体的传动方案题目中已经给出，该传动方案的优点是：传动平稳，能缓冲吸震，加工相对简单。2.2选择电动机2.2.1选择电动机的类型和结构根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2.2.2确定电动机的功率电动机的功率主要根据工作装置的功率来确定。工作装置的功率根据工作阻力和速度确定。已知：输送带拉力F=1200N，输送带速度V=0.5m/s，滚筒直径D=360mm则工作机输入功率wP：1000p375.196.010006.01200KWkW375.1pw其中，带式输送机的效率96.0电动机的输出功率0P：wPP0其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括两对圆柱齿轮传动、四对滚动轴承（减速器中三对，滚筒轴上一对）、两个联轴器的效率，值计算如下：234221..（1)一对齿轮传动效率（按照8级精度）97.01（2）一对滚动球轴承99.02（3）联轴器99.03把上述值代入后得：886.099.099.097.0242KWP55.1886.0375.10根据0P选取电动机的额定功率:WPPk015.2~55.13.1~10m）（，查表选取额定功率kWP2.2m。2.2.3确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减小：高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动转速。1、计算滚筒的转速wn：工作机的转速：min/20.383006.0601000601000rDvnw2、确定电动机的转速dn：确定传动比范围，取圆柱齿轮传动比i=3--5，则两级减速886.0KWP55.10kWP2.2mmin/20.38rnw器总传动比范围为i=9--25电动机的转速范围：n0=(25~9）955~8.34320.38r/min符合这一范围的同步转速只有750r/min。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，选用电动机型号为Y132S-8，其满载转速710r/min，相关参数见下表：电动机型号额定功率Pm/kw同步转速1min/rn满载转速1min/rn外伸轴径/mm轴中心高/mmY132S-82.2750710381322.3总传动比的计算与分配2.3.1计算总传动比i59.1820.38710wnnim2.3.2分配传动比减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器，故取：213.1ii2213.1iiii78.33.1/2ii92.43.121ii根据分配得到的1i,2i计算各级传动件，在计算传动件时，主从动轮齿数及直径圆整后1i,2i可能有些变化，故按实际齿数及直径算1i及2i，同时按实际的传动比重算工作机构的转速，其误差不超过设计要求即可。2.3.3计算各轴转速、功率计转矩，裂成表格1、0轴(电机轴)输入功率、转速、转矩kWPd55.1min/710rnmmmNnPTmddN85.2071055.195509550min/710rnm59.18i78.32i92.41ikWPd55.1min/710rnmmTdN85.202、I轴（高速轴）输入功率、转速、转矩kWkWPPPdd53.199.055.11011min/7101rnnmmNmNnPT58.2071053.1955095501113、II轴（中间轴）输入功率、转速、转矩kWkWPPP47.197.099.053.12111212min/31.144min/92.4710112rrinnmNmNnPT28.9731.14447.1955095502224、Ⅲ轴（低速轴）输入功率、转速、转矩kWkWPPP41.197.099.047.13222323min/18.38min/78.331.144223rrinnmNmNnPT68.35218.3841.1955095503335、IV轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩kWkWPP38.199.099.041.12134min/18.3834rnnmNmNnPT18.34518.3838.195509550444将以上计算数据列表kWP53.11min/710rnmNT58.201kWP47.12min/31.1442rnmNT28.972kWP41.13min/18.383rnmNT68.3523kWP671.04min/5.264rnmNT18.34543、传动零件设计计算3.1高速级齿轮的设计3.1.1材料选择、热处理方式和公差等级本设计方案选用软齿面闭式直齿圆柱齿轮传动。1、闭式传动，采用软齿面HBS3502、齿轮的结构与齿轮的尺寸有关。齿轮的材料是根据齿轮尺寸决定的，尺寸小时采用锻钢（40、45钢）；尺寸大时（如圆柱齿轮d500mm）时，由于受到锻造设备能力的限制，采用铸钢。当毛坯的制造方法不同时，齿轮的结构也不同，也就是齿轮结构必须与毛坯的制造方法相适应。故不同的尺寸的齿轮要视其材料而决定结构。考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。平均硬度相差30~50HBW。选用8级精度。3、圆柱齿轮在强度计算中得到的齿宽应作为大齿轮齿宽，而小齿轮宽度应该取得大一些。一般(5~10)mmbb小大，以补偿轴安装误差，保证足够的齿宽接触。3.1.2按齿面接触强度设计小齿轮选用45钢调质，齿面硬度197~286HBS，MPaH5901lim，MPaFE4501，大齿轮用45钢正火，齿面轴号转速N(r/min)输出功率P(kW)输出扭矩T(N·M)传动比i效率η电机轴7101.557.8710.99I7101.537.796.680.99×0.97II144.311.4749.985.140.99×0.97III38.181.41246.86IV38.181.38241.8110.99^245钢，小齿轮调质硬度为156~217HBS，MPaH3802lim，MPaFE3202。由表11-5，取1.1HS,25.1FS.因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度设计。其设计公式为：3211][12HHEdtZZZZuuKTd1）小齿轮传递转矩为mmNT779012）查表，取载荷系数4.1tK3）查表，齿宽系数0.1d4）查表，取8.189EZ5）初选螺旋角。12，查图标准齿轮的节点区域系数46.2HZ。6)初选221Z,则96.1462268.6112ZiZ，取14768.622/147/12ZZu，则端面重合度cos)]11(2.3-88.1[21zza68.112cos)]14712213.2(-88.1[o轴向重合度为49.112tan220.1318.0tan318.01。zd查得重合度系数78.0Z7)由β值可查得查得螺旋角系数99.0Z8)接触应力计算HHNHSZlim][由图查得接触疲劳极限应力为MPaH5801lim，MPaH3902lim小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为811109716.75365819106060haLnN112iNN88101934.168.6109716.7大齿轮正火8级精度221Z1472Z由图查得寿命系数12.105.121NNZZ，,安全系数1HS,小齿轮的许用接触应力：MPaMPaSZHHNH609158005.1][1lim11大齿轮的许用接触应力：MPaMPaSZHHNH437139012.1][2lim22取MPaH437][，初算小齿轮的分度圆直径td1，3211][12HHEdttZZZZuuTKdmm78.25)437992.078.046.28.189(68.6168.60.177904.1232①计算载荷系数smndv/23.110006091078.2510006011由图得动载荷系数12.1vK，向载荷分配系数1.1K，2.1K，查表得使用系数25.1AK，则载荷系数85.12.11.112.125.1KKKKKVA②对td1进行修正因K与tK有较大差异，故需对由tK计算出的td1进行修正，即mmKKddttt28.284.185.178.25331③确定模数nm26.12212cos28.28cos11onzdm取nm=1.5④计算传动尺寸中心距aMPaH609][1MPaH437][2MPaH437][mmdt78.25185.1KmmCOSCOSZZman58.129122)14722(5.12)(211圆整，取1301a,则螺旋角为84.121302)14722(5.1arccos2)(arccos21azzmn值与初选值相差不大，故mmdt28.281精确计算圆周速度为，smndvt/35.110006091028.281000601由图查得动载荷系数12.1vK，基本不变，因此253.12284.12cos28.28cos1zdmtn取5.1nm，,则高速级的中心距为：mmCOSCOSZZman13084.122)14722(5.12)(211圆整，取1301a,则螺旋角修正为84.121302)14722(5.1arccos2)(arccos121azzmn修正完毕，故mmzmdn845.3384.12cos225.1cos11mmzmdn155.22684.12cos1475.1cos22mmbmmmmdbd34,845.33845.330.121取mmbmmbb43,1)10~5(121取3.1.3齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度为FSFnFYYYYdbmKT][2111）K、1T、nm和1d同前mmdt28.2815.1nmmma130184.12mmd845.331mmd155.2262mmb342mmb4312）齿宽mmbb3423）齿形系数FY和应力修正系数SY。当量齿数为7.2384.12cos22cos3311zzv6.15884.12cos147cos3322zzv查得71.21FY,15.22FY,查得83.157.121SSYY，4）查得重合度71.0Y5)螺旋角系数87.0Y6）许用弯曲应力FFNFSYlim][弯曲疲劳极限应力为MPaMPaFF170,2152lim1lim，寿命系数0.121NNYY,安全系数25.1FS,故FFNFSY1lim11][MPa17225.12151FFNFSY2