二级减速器课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计带式输送机中的传动装置专业年级：学号：学生姓名：指导教师：机械设计课程设计任务书学生姓名：学号：专业：任务起止时间：2017年12月18日至2018年1月5日设计题目：设计带式输送机中的传动装置传动方案如图1所示：图1带式输送机减速装置方案二、原始数据滚筒直径d/mm800传送带运行速度v/(m/s)1.8运输带上牵引力F/N2200每日工作时数T/h24传动工作年限5单向连续平稳转动，常温空载启动。三、设计任务：1.减速器装配图1张（A0图纸）2.低速轴零件图1张（A3图纸）3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）4.设计说明书1份在三周内完成并通过答辩参考资料：《机械设计》《机械设计基础》《课程设计指导书》《机械设计手册》《工程力学》《机械制图》指导教师签字：2017年12月17日1轴0目录一、电机的选择.......................................1二、传动装置的运动和动力参数计算.....................2三、V带传动设计.....................................4四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）.............6五、轴的结构设计计算................................18六、轴的强度校核....................................24七、校核轴承寿命....................................33八、键连接的选择和计算..............................34九、箱体的设计......................................35十、心得体会........................................361一、电机的选择1.1选择电机的类型和结构形式：依工作条件的要求，选择三相异步电机：封闭式结构U=380VY型1.2电机容量的选择工作机所需的功率PW=Fv/1000=3.96kWV带效率1：0.96滚动轴承效率（一对）2：0.99闭式齿轮传动效率（一对）3:0.97联轴器效率4：0.99工作机（滚筒）效率5(w)：0.96传输总效率=1×24×32×4×5=0.825则，电动机所需的输出功率Pd=Pw/=4.8kW1.3电机转速确定卷筒轴的工作转速W601000πvnD=42.97r/minV带传动比的合理范围为2~4，两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为8~40，则总传动比的合理范围为'i=16~160，故电动机转速的可选范围为：dW'nin=688~6875r/min在此范围的电机的同步转速有：750100015003000r/min依课程设计指导书表18-1：Y系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机型号：Y132S-4额定功率Ped：5.5kw同步转速n：1500满载转速nm：14402二、传动装置的运动和动力参数计算总传动比：mWnin33.512.1分配传动比及计算各轴转速取V带传动的传动比i0=4则减速器传动比i=i/i0=8.38取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比11.4ii3.43则低速级传动比21iii8.382.2传动装置的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）0dPP4.8kW0mnn1440r/min0009550PTn31.83Nm1轴（高速轴）101PP4.608kW010nni360r/min1119550PTn122.24Nm2轴（中间轴）2123PP4.43kW121nni104.96r/min32229550PTn403.07Nm3轴（低速轴）3223PP4.25kW232nni43.02r/min3339550PTn943.46Nm4轴（滚筒轴）4324PP4.17kW43Wnnn43.02r/min4449550PTn925.70Nm以上功率和转矩为各轴的输入值，1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。各轴运动和动力参数如下表：表2-1各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/Nm转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出0轴4.831.831440111轴4.6084.562122.2412136040.962轴4.434.39403.07398.97104.963.430.963轴4.254.21943.4693443.022.440.964轴4.174.13925.70916.443.0210.984三、V带传动设计3.1确定计算功率根据已知条件结合教材《机械设计》由表8-8得到工作情况系数KA=1.3，故Pca=KAPd=6.24kW。3.2选择普通V带型号已知Pca，nm，结合教材《机械设计》由图8-11确定所使用的V带为A型。3.3确定带轮基准直径并验算带速(1)结合教材《机械设计》由表8-9，初选小带轮直径dd1=100mm。(2)验算带速：d1mπ601000dnv7.54m/s，满足5m/sv30m/s。(3)计算大带轮的基准直径d20d1did400mm。3.4确定V带中心距和基础长度(1)根据d1d20d1d20.7()2()ddadd，初定中心距a0=800mm。(2)计算所需的带长2d1d2d00d1d20π2()24ddLadda=2413.52mm。由表8-2，对A型带进行基准长度Ld=2480mm。(3)实际中心距dd00-2LLaa766.76mm5中心距的变化范围mindmaxd0.0150.03aaLaaL729.56~841.16mm。3.5验算小带轮包角ood2d1118057.3dda157.58°120°合格。3.6计算V带根数Z由nm，dd1结合教材《机械设计》查表8-4得P0=1.32kW。由nm，i0，A型带，查表8-5得P0=0.17kW。已知1查表8-6得K=0.93，已知Ld查表8-2得KL=1.09则V带根数ca00αL()PzPPKK4.03，取z=4。3.7计算压轴力由教材《机械设计》表8-3，可知A型带单位长度质量q=0.105kg/m。单根V带的初拉力最小值：αca20minα2.5()500KPFqvKzv=180.61N。压轴力的最小值：1Pmin0min()2()sin2FzF=1417.31N。6四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）4.1高速级齿轮传动设计4.1.1选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数1.按照图1中所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。2.带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度。3.材料选择：由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。4.选小齿轮齿数z1=34，大齿轮齿数z2=i1z1=3.3234=116.62，取z2=117。4.1.2按齿面接触疲劳强度设计1.由式（10-11）计算小齿轮分度圆直径，即32HEH11d1Htt1ZZZi1iTK2d（1）确定公式中的各参数值1）试选KHt=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。mmN10.22241mm360N/4.6081055.9P/n1055.9T561613）由表10-7选取齿宽系数1d。4）由图10-20查得区域系数ZH=2.5。5）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。6）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。7.442]）1243（/20cos34[arccos]）ha2z（/cosz[arccos*111a2.502]）12117（/20cos117[arccos]）ha2z（/cosz[arccos*222a2/]tantan（z）tantan（z['a22'a11.77612/]）20tan23.541tan（117）20tan7.442tan（43[7861.03776.1434Z7）计算接触疲劳许用应力][H。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数：8h11109.46）536524（10636060jLnN881121075.2)43/117/(109.46/iNN由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=1.02，KHN2=1.1。取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得612MPaMPa16001.02][Hlim11H1HSKN605MPaMPa15501.1][Hlim22H2HSKN取1H][和2H][中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即605MPa][][2HH（2）试算小齿轮分度圆直径32HEH11d1Htt1ZZZi1iTK2dmm605861.08.1895.2）43/117（1）43/117（1102224.13.12325=57.19mm2.调整小齿轮分度圆直径（1）计算实际载荷系数前的数据准备。1）圆周速度v。1.08m/sm/s1000600637.1951000601t1ndv2）齿宽b。mm69.56mm69.561bt1dd（2）计算实际载荷系数KH。81）由表10-2查得使用系数KA=1.00。2）根据v=1.08m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04。3）齿轮的圆周力。N104.277.19N5/102224.12/23511t1tdTF100N/mmN/mm62.68N/mm69.56/1089.31/31AbFKt查表10-3得齿间载荷分配系数HK=1.2。4）由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数HK=1.421。由此，得到实际载荷系数77.1142.12.140.11HHvAHKKKKK（3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径39mm.633.177.17.19533H11HttKKdd及相应的齿轮模数1.864mmmm43/39.63/m11zd4.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计1.由式（10-7）试算模数，即3FsaFa21d1Ft][z2mYYYTKt（1）确定公式中的各参数值1）试选KFt=1.3。2）由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数。792.0776.175.025.075.025.0Y3）计算][FsaFaYY。由图10-17查得齿形系数YFa1=2.16，YFa2=2.05。由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.46，Ysa2=1.68。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为Flim1=500MPa、9Flim2=380MPa。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.98。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得328.57MPaMPa4.15000.92][Flim11F1FSKN266MPaMPa4.138098.0][Flim22F2FSKN0960.03285746.116.2][1F