机械设计课程设计-减速器-齿轮

带式输送机传动装置设计说明书西北工业大学装订线-1-目录1设计方案…………………………………………………………………22电动机的选择……………………………………………………………33总传动比及其分配………………………………………………………44计算传动装置的运动和动力参数………………………………………45带传动的设计…………………………………………………………56齿轮传动的设计………………………………………………………7高速级齿轮的设计………………………………………………………7低速级齿轮的设计………………………………………………………97轴的设计…………………………………………………………………12高速轴的设计……………………………………………………………13中速轴的设计……………………………………………………………14低速轴的设计与校核……………………………………………………158键的校核…………………………………………………………………18低速轴上键的校核………………………………………………………209轴承寿命的验算…………………………………………………………20低速轴上轴承的寿命校核………………………………………………2010润滑与密封………………………………………………………………21润滑………………………………………………………………………21密封………………………………………………………………………2211设计小结…………………………………………………………………2212参考文献…………………………………………………………………22-2-1设计方案1.1传动简图的拟定(1)带式输送机传动系统方案，如下图所示：图1B6型带式运输机及其二级圆柱齿轮减速器设计传动简介：带式输送机由电机驱动，电机通过带传动，将动力传入减速器，再经联轴器传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用两级同轴式圆柱齿轮减速器。(2)设计参数表：数据编号运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/m.s-1卷筒直径D/mm6D57000.75430(3)工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5％。(4)设计要求：1、完成设计说明书。2、完成带式传输装置总体设计，减速器部分装配图一份、零件图三份。3、总结设计经验。2电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机卧式封闭结构380V。-3-(1)电动机容量的选择。根据已知条件由计算得知工作所需有效功率。工作机所需功率：/(1000)57000.75/(10000.96)4.45电动机至工作机传动总效率：带传动效率1=0.96；闭式齿轮传动效率：2=0.98;滚动轴承传动效率：g=0.99;弹性联轴器传动效率：c=0.99；传动系统总效率:2412gc=240.960.980.990.99=0.859所需电动机功率:dP=wP/η=4.45/0.859=5.184kw根据表17-7的Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据可以确定，满足mdPP条件的电动机额定功率mP可取5.5kw。(2)电动机转速选择：根据已知条件，计算知输送机滚筒的工作转速：601000/33.3/minwnvdr通常二级圆柱齿轮减速器传动比取i=8—40nd=（8~40）×33.3=266.4--1332r/min根据表17-7的Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据可以初步选同步转速为1000r/min、1500r/min和3000r/min的电机，对应于额定功率mP为5.5kw的电动机号分别取Y132M2-6型、Y132S-4型和Y132S1-2型三种。将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：方案号电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比一Y132M2-65.5100096027.5i二Y132S-45.51500144041.2i三Y132S1-25.53000290082.96i方案比较：一：传动比较小，传动装置外轮廓尺寸最小，结构紧凑，但是电动机质量过大；二：传动比适中，传动装置外轮廓尺寸较小，结构紧凑，且电动机质量相对较小；三：电机重量最轻，但传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑；综上分析知，方案二最好，即选用Y132S-4。-4-3传动比的分配1．带式输送机传动系统总传动比i=/dwnn=1440/33.3=43.2初步确定带传动的传动比为0i=3所以两级圆柱齿轮减速器的总传动比：43.2/313.73i一级圆柱齿轮减速器的传动比为：123.71iii传动系统各传动比分别为：03i123.71iii4传动系统的运动和动力参数计算传动系统中，各轴的转速，功率和转矩计算。电动机主轴：01440/minnr05.5Pkw0009550/95505.5/144036.48TPnNm减速器高速轴1：1001/1440/3.14458.3/min2nnir115.50.965.28dPPkw111T9550/95505.28/480110.0PnNm减速器中间轴2：211/458.3/3.71123.5/minnnir2125.280.970.995.07gPPkw222T9550/95505.07/123.5392.1PnNm减速器低速轴3：322/123.5/3.7133.3/minnnir3225.070.970.994.87gPPkw333T9550/95504.87/33.31396.7PnNm-5-输送机滚筒轴4：4333.3/minnnr434.870.990.994.77cgPPkw444T9550/95504.77/34.871368.0PnNm传动参数数据表电机轴轴1轴2轴3轴4功率P/kw5.55.285.074.874.77转矩T/(N.m)36.48110.0392.11396.71368.0转速n/(r/min)1440458.3123.533.333.3传动比i3.143.713.711效率η0.960.960.960.985带传动设计根据带的工作情况,电动机额定功率为5.5Pkw，转速为01440/minnr，传动比为13.71i，根据工作情况取1.2AK。1确定计算功率caP:1.25.56.6caAPKPkw2选择v带的带型:根据caP、0n，查阅相关表，拟选用A型带，取小带轮180~100ddmm。3确定带轮的基准直径1dd，并检验带速v：1)初选小带轮的基准直径1dd：查阅相关表，取小带轮的基准直径为1dd=95mm。2)验算带速v：-6-根据119514407.533/601000601000ddnvms因为5m/sv30m/s，故带速合适。3)计算大带轮的直径：21395285dddidmmmm根据相关表，圆整为2280ddmm。4确定v带的中心距a和基准长度dL1)初选0a:根据120120.7()2()ddddddadd，初选0500amm。2)计算带所需的基准长度：200122202()/2()/41609.5dddddLaddddamm查相关表，选带的基准长度1600dLmm。3)计算实际中心距：004972ddLLaammmin0.015473daaLmmmax0.03545daaLmm5验算小带轮上的包角1：121180()57.3/15990dddda6计算带的根数z：1)计算单根v带的额定功率rP：根据1dd=95mm、01440/minnr，查相关表得出01.195Pkw。根据01440/minnr，13.71i，查相关表得出00.17Pkw。查相关表0.95K，0.99lK。计算00()1.29rlPPPKKkw。2)计算v带的根数z：-7-5.12carPZP（根），取6根。7计算单根v带的初拉力最小值0min()F：查相关表，A型v带单位质量q=0.1kg/m。20min(2.5)()500124.8caKPFqvNKzv应保证带的实际初拉力00min()FF。8计算压轴力pF：压轴力的最小值为：min0min1()2()sin(/2)1472.5pFzFN。6齿轮传动设计(一)低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1)按图1所示的传动方案，并考虑到斜齿轮的传动平稳性、承载能力大的优点，确定两级减速器选用斜齿圆柱齿轮。2)带式输送机为一般机器，故选用精度为8级。3)材料选择：按照软齿面闭式齿轮设计，小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS，大齿轮材料为#45钢（调质处理），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS，满足要求。4)选小齿轮的齿数124z，大齿轮齿数23.712489z。2.按齿面接触强度设计3221)][(12HEHdttzzTKd(1)确定公式中各计算值初选螺旋角为14。1）试选tK=1.62）查相关图表，选取区域系数为2.433HZ。3）由表10-7，选取齿宽系数为1d。4）由表10-6，查的材料的弹性影响系数为189.8EaZmp。-8-5）由图10-26，10.82，20.91，121.73。6）查表得接触疲劳强度极限小齿轮的接触疲劳极限：lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳极限：lim2550HMPa。7）应力循环次数：9116060123.51(2830010)0.35610hNnjL7211//3.719.5910NNuN8）由图10-19，取接触疲劳寿命系数：11.06HNK，21.14HNK9）确定许用接触应力][][21HH：取安全系数1HS1lim112lim221.06600[]63611.14550[]6271HNHHaHNHHaKMPsKMPs12[][]636627[]631.522HHHaaMPMP(2)设计计算1）试算小齿轮分度圆直径td1mmdt982.78)5.6318.198433.2(`71.3171.373.10.110921.36.1232512）计算圆周速度vv=10006038.129982.7814.3100060ndπ11t=0.5105m/s3）计算齿宽b及模数ntm178.982dtbdmm11cos3.193tntdmmmz2.257.185nthmmm-9-/78.982/2.2510.933ntbhm4）计算纵向重合度10.318tan1.903dz5）计算载荷系数k查表10-2,得使用系数Ak=1.2；根据v=0.5348m/s,8级精度,由图10-8得动载系数vk=1.05；由表10-4得1.355HK；由图10-13查得1.3FK；由表10-4得1.4HFKK1.251.051.41.3552.4898AvHHKKKKK6）按实际的载荷系数校正分度圆直径1d311ttkkdd=36.14898.2×78.982mm=91.526mm7）计算模数nm11cos91.526cos143.70024ndmz(3)按齿根弯曲疲劳强度213212cosFaSandFKTYYYmz(1)确定计算参数1)计算载荷系数1.251.051.41.32.388AvFFKKKKK2)根据纵向重