机械课程设计说明书：皮带运输机减速装置

1机械设计课程设计计算说明书设计题目：皮带运输机减速装置班级：xx级车辆工程1班学号：设计者：指导教师：完成日期：20XX年7月13日2目录设计任务书……………………………………………………3传动方案的拟定及说明………………………………………4电动机的选择…………………………………………………4传动装置的运动和动力参数的选择和计算…………………5传动零件的设计计算…………………………………………6轴的设计计算…………………………………………………15滚动轴承的选择和计算………………………………………22键联接的选择和计算…………………………………………22减速器附件的选择和密封类型的选择………………………22联轴器的选择…………………………………………………233减速器箱体的设计……………………………………………23设计小结………………………………………………………24参考文献………………………………………………………24设计任务书题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级二级圆柱齿轮减速器。单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8小时，使用年限为10年。所选参数如下：传送带拽引力2500N传送带运行速度0.8m/s传送带鼓轮直径300mm方案的草图如下：η1，带传动的效率;η2，轴承的效率;4η3，齿轮传动效率;η4，联轴器的传动效率;η5，鼓轮上的传动效率。一、传动方案的拟定根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机间选用联轴器传动，减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。方案草图如上。二、电动机的选择1、电机类型和结构型式。根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。2、电机容量nw=Dvπ100060=60×1000×0.8/（3.14×300）=51r/min卷筒所需功率Pw=Fv/1000=2500×0.8/1000=2kw传动装置的总效率η=η1η23η32η4η5取V带的效率η1=0.95轴承的效率η2=0.99直齿圆柱齿轮的传动效率η3=0.97联轴器的效率η4=0.995鼓轮上的传动效率η5=0.96总效率η=0.95×0.993×0.972×0.99×0.96=0.824电动机的输出功率Ped=PW/η=2/0.82=2.44Kwdn=iwn=（456~2280）r/min3、电动机额定功率Ped由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率Ped=3Kw4、电动机的转速按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1000r/min的三相笼型异步电动机具体规格如下：类型额定功率（Kw）电动机同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比V带传动比两级齿轮总传动比Y132S-63100096016.828.5三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为6i=wmnn=960/51=18.842）分配各级传动比取V带传动的传动比为i1=2；为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i2=1.4i3；所以由i=i1i2i3取i2=3.6i3=2.6nⅡ=n/i2=480/3.6=133.33r/min;nⅢ=nⅡ/i3=133.33/2.6=51.28r/min;2)各轴输入功率P=Ped=2.44Kw;P=P×η1=2.28×0.95=2.32Kw;PⅡ=P×η2×η3=2.318×0.99×0.97=2.26Kw;PⅢ=PⅡ×η2×η3=2.26×0.99×0.97=2.14Kw;3)各轴输入转矩T=9550P/n0=9550×2.44/960=24.15N•m;T1=9550P/n=9550×2.32/480=45.92N•m;T2=9550PⅡ/nⅡ=9550×2.26/141.18=152.08N•m;T3=9550PⅢ/nⅢ=9550×2.00/51=372.55N•m;四、传动零件的设计计算V带的设计定V带型号和带轮直径确定计算功率Pc7由表11.5查得工作情况系数KA=1.2故Pc=KAP=1.2×2.44＝2.928kw选择V带的带型根据Pc及n1由图11.15选用A型带确定带轮的基准直径d1d并验算带速1）由表11.6，取带轮的基准直径D1=100mm2）计算大带轮的基准直径D2=(1-ε)D1n1/n2=0.99×100×960/480=198圆整后取200mm计算带长中心距Dm=(D1+D2)/2=(100+200)/2=150Δ=(D2-D1)/2=(200-100)/2=50初取中心距a=400mmL=πDm+2×a+Δ2/a=π×150+2×400+502/400=1277mm基准长度由图11.4取Ld=1250mm中心距a=(L-πdM)/4+22m8)(DL/4=386mm验算小带轮上的包角α1α1＝180－（D2－D1）60/a=164.50120符合要求求带根数带速8v=πD1n1/60/1000=π×100×960/60/1000=5.024m/si=n1/n2=960/480=2查表11.8得P0=0.97KW查表11.7得kα=0.95查11.12得KL=0.93查表11.10得△P0=0.11KWZ=Lkk)P(PP00c=93.095.0)11.097.0(736.2=2.86取z=3根求轴上载荷张紧力F0=500×kkα5.2zvPc+qv2=150.6N（由表11.4q=0.10kg/m）轴上载荷FQ=2zF0sin21α=895.3N带轮的结构设计1）小带轮的结构设计由n0=960r/min选择小带轮的材料为铸钢；由d1d=125mm,2.2Dd1d300mm选择小带轮的结构形式为腹板式。2）大带轮的结构设计由n=480r/min选择大带轮的材料为HT200；d2d=250mm，d2d＜300mm所以选腹板式带轮。9齿轮的设计(一)、一级齿轮的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2）传送设备的速度不高，故选用8级精度3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢,调质处理,硬度为241HB～286HB,平均取为260HB，大齿轮选用45钢,调质处理,平均硬度为240HBS2、按齿面接触疲劳强度设计初步计算转矩T1=43130N•mm齿宽系数由表12.13取ψb=1.0接触疲劳极限limH由图12.17c1limH=710MPa2limH=580MPa初步计算许用接触应力H1H≈0.961limH=639MPa2H≈0.962limH=522MPa由表12.16取dA=85初步计算小齿轮直径1d≧311][uuTHd=85×324.314.3522143130=36.4取1d=40mm初步尺宽bb=b1d=40mm校核计算10圆周速度vv=10006011nd=10006048040=1.0048m/s精度等级由表12.6选8级精度齿数z和模数m初取齿数1z=20；2z=i1z=68m=1d/1z=65/30=2（符合标准模数）由表12.3取m=2.5则1z=1d/m=65/2.5=262z=i1z=3.7×26≈96使用系数AK由表12.9AK=1.1动载系数vK由图12.9vK=1.1齿间载荷分配系数HK由表12.10，先求tF=112dT=40431302=2156.5NbFKtA=405.21561.1=59.3N/mm100N/mm=[1.88-3.2(11z+21z)]cos=1.88-3.2×（201+681）=1.67Z=34=367.14=0.88由此得HK=21Z=288.01=1.29齿向载荷分布系数KH由表12.11KH=A+B21)(db+C•310b=1.17+0.16×21+0.61×310×40=1.3511故载荷系数K=KAKVKHKH=1.11.11.291.35=2.11弹性系数EZ由表12.12EZ=189.8MPa节点区域系数HZ由图12.16HZ=2.5接触最小安全系数minHS由表12.14minHS=1.05总工作时间htht=300×2×8×10=48000应力循环次数LN1LN=60γ1nht=60×1×480×48000=1.38×9102LN=1LN/i=4×810接触寿命系数NZ由图12.181NZ=1.02NZ=1.1许用接触应力H1H=min11limHNHSZ=05.19.0710=676MPa2H=min22limHNHSZ=05.194.0580=608MPa验算H=HZEZZuubdKT12211=189.8×2.5×0.88×4.314.340404313011.222=801MPa1H故需要调整尺寸1d=45初定1z=30计算m=1.5是标准模数，重新查表计算K=KAKVKHKH=1.11.11.321.35=2.16验算H=HZEZZuubdKT1221112=189.8×2.5×0.87×4.314.345454313016.222=590Mpa1H确定传动主要尺寸实际分度圆直径d1d=m1z=45mm2d=m2z=153mm中心距aa=2)(21zzm=1.5(30102)2=99mm齿宽bb=b1d=1×45=45mm取1b=50mm,2b=45mm齿根弯曲疲劳强度检验重合度系数YY=0.25+75.0=0.25+74.175.0=0.68齿间载荷分配系数FK由表12.10FK=1/Y=1/0.69=1.47齿向载荷分布系数KFb/h=45/(2.25×1.5)=13.3由图12.14KF=1.25载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.1×1.47×1.25=2.22齿型系数由图12.21查得Y1Fa=2.5；Y2Fa=2.2131、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2）传送设备的速度不高，故选用8级精度3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢,调质处理,硬度为241HB～286HB,平均取为260HB，大齿轮选用45钢,调质处理,平均硬度为240HBS2、按齿面接触疲劳强度设计初步计算应力校正系数由图12.22查得Y1Sa=1.62；Y2Sa=1.8弯曲疲劳极限limF由图12.23c1limF=600MPa2limF=450MPa弯曲最小安全系数minFS由表12.14minFS=1.25弯曲寿命系数NY由图12.241NY=0.902NY=0.95尺寸系数XY由图12.25XY=1.0许用弯曲应力F1F=lim12limFXNFSYY=1.119.0600=491MPa2F=lim22limFXNFSYY=1.1195.0450=389MPa验算1F=YYYmbdFTSaFa11112=5.145454313022.22×2.5×1.62×0.68=174MPa≤1F1F=1F1122SaFaSaFaYYYY=174×62.16.28.12.2=170MPa≤2F传动无严重过载，故不做静强度校核(二)、二级齿轮的确定14转矩T2=140800N•mm齿宽系数由表12.13取ψb=1.0接触疲劳极限limH由图12.17c1limH=710MPa2limH=580MPa初步计算许用接触应力H1H≈0.91limH=639MPa2H≈0.92limH=522MPa由表12.16取dA=0.85初步计算小齿轮直径1d≧311][uuTHd=85×325.215.25221140800=72取1d=75mm初步尺宽bb=b1d=75mm校核