皮带运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1xxxxxx大学汽车与交通学院课程设计任务书课程名称机械设计课程设计课题名称皮带运输机传动装置专业班级xxxx级车辆工程姓名学号指导教师审批日期20xx年7月15日汽车与交通学院交通工程教研室2机械设计课程设计说明书课题名称：皮带运输机传动装置班级：xx车辆工程1班学号：3设计人：xxxx指导教师完成日期20xx年7月15日4目录一、设计任务书…………………………..………………………..…(3)二、电动机的选择…………………………..……………………..…(5)三、计算传动装置的运动和动力参数…………………………....…(7)四、传动件设计计算…………...............……………………………(8)五、轴的设计……….……….……….………........………..……(14)六、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择...............................(21)七、箱体及其附件的结构设计……………………….…….….…..(21)八、设计总结…..…………………………………………………….(24)九、参考资料.…………………....….…………………………….…(24)5设计任务书题目：设计皮带运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器。课题号：1技术数据：输送带有效拉力F=2000N带速V=0.8m/s滚筒直径D=200mm带式运输机的传动示意图图中，1——电动机2——三角皮带传动3——齿轮减速器4——滚动轴承5——联轴器6——滑动轴承7——运输皮带8——滚筒工作条件及技术要求：电源380V；工作年限：10年；工作班制：两班运输机单项运转，工作平稳。6η1，带传动的效率;η2，齿轮的效率;η3，滚动轴承传动效率;η4，联轴器的传动效率;η5，滑动轴承的传动效率；η6，卷筒的传动效率;η6，卷筒的传动效率;电动机的机选择动力来源：电力，三相交流电，电压380V；所以选用常用的封闭式系列的——交流电动机。1．电动机容量的选择1)工作机所需功率Pw由题中条件查询工作情况系数KA（见[1]表8-7），查得KA=1.2设计方案的总效率n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…nn本设计中的带——v带的传动效率，滚轴——滚动轴承的传动效率（3对），齿——齿轮的传动效率（2对）,联——联轴器的传动效率（1个）滑轴——滑动轴承的传动效率（2对），筒——滚筒的传动效率。其中带=0.96，轴滚=0.99，齿=0.97（两对齿轮的效率取相等），联=0.99，滑轴=0.97，筒=0.96。总=322带齿联滑轴筒滚轴ηηηηη=0.96*0.97*0.97*0.99*0.99*o.99*0.99*0.97*0.96=0.8081.电动机的输出功率Pw==1.6KWPd＝Pw/总，总=0.808Pd＝1.6/0.808=1.98KW72．电动机转速的选择由v=0.8m/s求卷筒转速nwV=1000*60wdn=0.8→wn=76.39r/min,i总＝i1’·i2’…in’由该传动方案知，在该系统存在减速器二级传动比i1,i2和带传动传动比。由[2]表2.1知。二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围为8~40，v带传动i带=8,取i带=2.4所以dn=[8，40]*wn*2.4所以nd的范围是（1466.6，7333.44）r/min，初选为同步转速为1500r/min的电动机3．电动机型号的确定由表14.1[2]查出电动机型号为Y132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L2314202.22.2传动件设计计算V带的设计1、确定计算功率Pca由第八版机械设计表8—7查得工作情况系数KA=1.2故Pca=KAP=1.2×3＝3.6kw2、选择V带的带型根据Pca及n0由图8—11选用A型带3、确定带轮的基准直径d1d并验算带速81）由表8—6和表8—8，取带轮的基准直径d1d=90mm2）验算带速VV=10006011×nddπ=3.14×90×1420／60×1000＝6.69m/s由于5m/sv25m/s,满足带速要求。3）计算大带轮的基准直径d2d=id1d=90×2.4=216mm根据标准，圆整为224mm所以i=2.54、确定V带的中心距a和基准长度Ld1)初选中心距a0,取a0为620mm2）基准长度L0d=2a0+2π(d1d+d2d)+02214)-(adddd=2×620＋2π×（90+224）＋(224－90)2／4×620＝1733.3mm由表8-2取Ld=1800mm3)计算实际中心距a及其变化范围a≈a0＋2d0ddL－＝620＋(1800-1733.3)/2=653.35mm考虑各种误差amin=a-0.015Ld=651mmamax=a+0.03Ld=707mm5、验算小带轮上的包角α由公式8-7α＝180°－（d2d－d1d）57.3/a=168°≥90°符合要求96.计算带的根数1）计算单根带的额定功率Pr由d1d=90mm和n0=1420r/min查表8—4a得P0=1.0532KW根据1420r/min，i1=2.5和A型带等条件，插值法查表8—4b得△P0=0.1676KW。查表8—5得kα=0.972查8—2得KL=1.01于是：Pr=（P0+△P0）kαKL=（1.0532+0.1676）×0.972×1.01=1.21kw2）z=rcaPP=3.6/1.21＝2.97所以选用3根A带7、计算V带的初拉力有8—3得A型V带的单位长度质量q=0.1kg/m所以（F0）min=500×zvKκα）（KP-5.2ca+qv2=113N8、计算压轴力：(FP)min=2z（F0）minsin2α=894N9、带轮的结构设计1）小带轮的结构设计由n0=1420r/min选择小带轮的材料为铸钢；由d1d=90mm,2.5Dd1d300mm选择小带轮的结构形式为腹板式。102）大带轮的结构设计由nΙ=568r/min选择大带轮的材料为HT200；d2d=224mm，d2d≤300mm,且，d2d-D100,所以选孔板式带轮。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1．计算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：0*dPP带＝nm/nwnw＝76.39nm=1420r/mini＝18.592．合理分配各级传动比V带的传动比为i带=2.5由于减速箱是展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮的直径相近，所以i1＝1.4i2。因为i＝18.59，算出i1=3.23i2=2.33各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算电动机转轴速度n0=1420r/min高速In1=mni带=568r/min中间轴IIn2=11in=175.9r/min低速轴IIIn3=22in=76.5r/min卷筒n4=76.5r/min。各轴功率高速轴输入功率P0=Pd*带=1.98Kw11高速IP1=P0*滚轴=1.9Kw中间轴IIP2=P1*齿滚轴=1.83Kw低速轴IIIP3=P2*齿滚轴=1.76Kw卷筒P4=P3*2联滑轴筒=1.72Kw各轴转矩电动机转轴T0=13.3Nm高速IT1=11*9550nP=31.9Nm中间轴IIT2=12*9550nP=98.9Nm低速轴IIIT3=33*9550nP=218Nm卷筒T4=44*9550nP=214Nm高速齿轮的计算1．选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝78的；2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（1012—21）试算，即dt≥2.32*321·HEdtZuuTKσφ3．确定公式内的各计算数值1）（1）试选tK＝1.3（2）由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1（3）由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4）由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2＝550MPa；（5）由[1]式10－13计算应力循环次数1N＝601njLh＝60×568×1×（2×8×365×10）＝1.99×9102N＝1N/3.23＝6.1×810此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数HN1K＝0.90；HN2K＝0.95（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得1[H]＝0.90×600MPa＝540MPa2[H]＝0.98×550MPa＝522.5MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径1dt1dt≥3211·*32.2HEdtZuuTKσφ=44.6613（2）计算圆周速度v=10006021ndtπ=1.33（3）计算齿宽b及模数mb=d1td=1×44.66mm=44.66mmm=11zdt=1.86h=2.25tm=2.25×1.86mm=4.185mmb/h=44.66/4.185=10.67（4）计算载荷系数K由[1]表10—2已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.0033m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.10；由[1]表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，KHB=1.452由b/h=8.89，KHB=1.4查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得HK=FK=1。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.579（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得d1=31/ttKKd=47.83mm（6）计算模数mm11zd=1.994．按齿根弯曲强度设计由[1]式(10—5)14m≥3212·cos2FSaFadYYzKσφβ1）确定计算参数由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由[1]图10-18查得弯曲寿命系数H1FNK=0.88，H2FNK=0.90计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见[1]表10-12得1[F]=（H1FNK*1F）/S=314.29Mpa2[F]=（H2FNK*2F）/S=244.296Mpa（1）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.54（2）查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.766（3）计算大、小齿轮的并FSaFaYYσ加以比较111FSaFaYYσ=0.0133222FSaFaYYσ=0.01596大齿轮的数值大。2）设计计算m≥1.8915对结果进行处理取m=21z=d1/m=47.83/2≈24大齿轮齿数，2z=u*1z=3.23*24=785．几何尺寸计算1）计算中心距1d=1zm=24*2=482d=1zm=78*2=156a=(1d+2d)/2=(156+48)/2=102计算齿轮宽度b=d1d，b=48mm1B=50mm，2B=55mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2485024大齿轮21565578低速齿的轮计算1．选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝53的