小韩机械设计 减速箱说明书

一.设计任务题目:设计一个用于带式运输机上的二级圆柱斜齿轮减速器.给定数据及要求：已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2500N，带速v=1.5m/s，卷筒直径D=450mm，三相交流电源，有粉尘，工作寿命15年（设每年工作300天）两班制，单向运转，载荷平稳，常温连续工作，齿轮精度为7级。二．机械传动装置总体设计方案:一、拟定传动方案1.减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。2.特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。3.具体传动方案如下：图示：传动方案为：电动机-皮带轮-高速齿轮-低速齿轮-联轴器-工作机。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。二、选择电动机1.选择电动机的类型按已知的工作要求和条件，选用Y型（IP44）全封闭笼型三相异步电动机。2.选择电动机的容量工作机要求的电动机输出功率为：ppd其中1000vFP且NF2500，smv/5.1，94.0w则1000dvFP由电动机至传送带的传动总功率为：5423421w式中，1是带传动的效率，2是轴承传动的效率，3是齿轮传动的效率，4是联轴器传动的效率，5是卷筒传递的效率。其大小分别为。96.099.097.098.096.054321，，，，则79.096.099.097.098.096.0245423421w即kw7.4kw79.010005.125001000dvFP由《机械设计课程设计》附录九选取电动机额定功率p=5.5kw。3.确定电动机的转速卷筒轴工作转速为：min/69.63min/45014.35.160000100060rrDvnw由《机械设计课程设计》表3-1推荐的常用传动比范围，初选V带的传动比4~2i1，单级齿轮传动比5~3`i，两级齿轮传动比25~92i，故电动机转速的可选范围为：min/)6369~42.1146(min/69.63)100~18()(21drrniiinwn由《机械设计课程设计》附录九可知，符合这一范围的同步转速有：1500r/min、3000r/min。综合考虑，为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1500r/min的电机，型号为Y132S1-4。所选电动机（Y132S1-4）的主要性能和外观尺寸见表如下：额定功率kwed/p同步转速)min./(1rn满载转速)min./(1rnm额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩5.515001440m2.2Nm3.2N电动机（型号Y132S1-4）的主要外形尺寸和安装尺寸三、分配传动比传动装置的总传动比为：144022.663.66mwinn因总传动比齿齿带21iiii，为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：3带i；则减速器的传动比为：53.736.22带减iii按展开式布置考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度，则两中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴外伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1401238k×58010×41级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4，取齿齿21.41ii，可算出25.353.74.14.11减齿ii；则32.225.353.712齿减齿iii；四、计算运动和动力参数1.各轴的功率计算I轴kwkwPPPd51.496.07.4101d1II轴kwkwPpP29.498.097.051.43211212III轴kwkwPpP08.498.097.029.43222323IV轴kwkwpPP96.399.098.008.442334342.各轴的转速计算I轴的转速min/480min/314401rrinnm带II轴的转速min/69.147min/25.3480112rrinnIII轴的转速min/66.63min/32.269.147223rrinnIV轴的转速min/66.6334rnn3.各轴的转矩计算电动机输出转矩mNmNnPTmdd17.3114407.495509550I轴的输入转矩mNmNnPT73.8948051.495509550111II轴的输入转矩mNmNnPT4.27769.14729.495509550222III轴的输入转矩mNmNnPT06.61266.6308.495509549333IV轴的输入转矩mNTT82.5934234运动和动力参数的计算结果五．传动零件的设计计算1.带传动的设计㈠．V带的基本参数①确定计算功率caP：已知：kwPd7.4；min/1440rnm；查《机械设计》表8-7得工况系数：2.1AK；则：kwkwPKPAca64.57.42.1②选取V带型号：根据caP、mn查《机械设计》图8-11选用A型V带③确定大、小带轮的基准直径dd（1）初选小带轮的基准直径：查《机械设计》表8-6和表8-8，取mmdd1001；（2）计算大带轮基准直径：mmdiddd300100312带；由表8-8，圆整取mmdd3152。④验算带速：smndvmd/54.7100060144010014.31000601因为5sm/v30sm/,故带的速度合适。⑤确定V带的基准长度和传动中心距0a：轴名功率kwP/转矩mNT/传动比效率转速min)/(rn电动机轴5.531.1730.961440I轴4.5189.733.250.95480II轴4.29277.42.320.95147.69III轴4.08612.0610.9663.66IV轴3.96593.8263.66（1）中心距：由)(2)(7.021021ddddddadd初选中心距mmddadd5.622)315100(5.1)(5.1210取中心距0a=625mm。（2）基准长度dL：mmaddddaLddddd19206254)100315()315100(214.362524)()(22202122100查《机械设计》表8-2，对于A型带选用mmLd2000（3）实际中心距：mmLLaadd665219202000625200⑥验算小带轮上的包角1：由adddd3.57)(180121得901636653.57)100315(1801小带轮上的包角合适。⑦计算V带的根数z：LArcaKKPPPKPPz)(00（1）min/1440rnm，mmdd1001查《机械设计》表8-4a得：kwP32.10；（2）min/1440rnm，3带i查表8-4b得：kwP17.00；（3）由1631查《机械设计》表8-5得，包角修正系数955.0K（4）由mmLd2000，查表8-2得：03.1LK综上数据，得85.303.1955.0)17.032.1(7.42.1z取4根合适。⑧计算单根V带的初拉力的最小值：根据带型A型，查《机械设计》表8-3得：mkgq/1.0NqvkzvPFca15754.71.01955.05.254.7464.550015.2500220应使带的实际初拉力大于0F。⑨计算作用在轴上的最小压轴力pF：NzFFp12032163sin157422sin210⑩V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A1001dd3152dd32000中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)62541571203㈡带轮结构的设计①带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料HT200）②带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关，小带轮接电动机，mmdd1001较大，所以采用孔板式结构带轮。带轮的结构如下所示：2.齿轮的设计㈠高速齿轮传动设计①齿轮的类型⑴依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。⑵运输机为一般工作机器，运转速度不高，查《机械设计课程设计》附表10-34，选用7级精度。⑶材料选择：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为280HBS，由《机械设计》图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限MPaH600lim，弯曲疲劳强度极限MPaFE500；大齿轮材料为45钢(调质后表面淬火)，硬度为240HBS,大小齿轮硬度相差40HBS。由《机械设计》图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限MPaH550lim,弯曲疲劳强度极限MPaFE380。⑷齿数：初选小齿轮齿数：241Z大齿轮齿数：7825.3242Z⑸选取螺旋角：由8°β20°,初选β=14°②齿面接触强度设计⑴32112HEHdttZZuuTKda.取载荷6.1tKb.1dc.选取弹性系数EZ=189.8MPa21（锻钢-锻钢）。选取区域系数433.2HZd.由图10-26查得1=0.78，2=0.87，则=1+2=1.65e.计算应力循环次数hjLnN1160=60×480×1×2×8×300×15=2.074×91025.310074.292N=1.296×910f.由图10-19取接触疲劳寿命系数92.0;88.021HNHNKKg.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MPaSKKNH52860088.01lim11MPaSKKNH50655092.02lim22许用接触应力为：H（1H+2H）／2=（528+506）／2=517MPah.小齿轮上的转矩T1=5499.5104.519.3510480Nmm⑵计算a.试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得4.57)517433.2189.8(3.25125.30.61035.91.623241tdb.计算圆周速度smndvt/9.210006011c.计算齿宽b及模数nm1157.457.4dtbdmmmm11cos2.32tndmzmmmmmmmhnt22.532.225.225.200.1122.54.57hbd.计算纵向重合度10.318tan0.318124tan141.903dze.计算载荷系数K已知使用系数AK=1,根据smv/9.2,7级精度,由图10-8可得动载系数KV=1.11,由表10-4查得KH＝1.42;KF=1.35;KH=FK=1.4故载荷系数:21.242.14.111.11HHVAKKKKKf.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得mmKKddtt92.63311g.计算模数nm58.22414cos92.63cos11zdmn③齿根弯曲强度设计由式10-17得nm≥)][(cos212213FSFadYYZYKT⑴确定计算参数：a.计算载荷系数01.235.14.111.11FFVAKKKKKb.根据纵向重合度903.1