设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

一、设计任务书（一）、题目：设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.（二）、原始数据：运输机工作轴转矩T:850N.m运输带工作速度V:1.55m/s卷筒直径D:380mm（三）、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10年,小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%.二、传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器.。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示对传动简图中各标号零件的说明：1—电动机2---联轴器3—二级圆柱齿轮减速器4—运输带5---带筒三、电动机的选择计算（一）、选择电动机的类型和结构形式：根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（二）、选择电动机的容量：按照《机械设计课程设计》（后文简称《机》）中式（2-1），电动机所需工作功率为：Pd=Pw/η按照《机》中式（2-2）计算结果计算结果工作机所需功率为：Pw=（T*nw）/9550=Fv/1000[单位：kw]Pw=800*63.66/9550=5.33Kw传动装置的总效率为：η=0.825所需电动机效率为：Pd=5.33/0.825=6.46Kw因载荷平稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表16-1Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为7.5kw。（三）、确定电动机的转速滚筒轴工作转速Nw=（60*1000V）/（πD）=63.66r/minV带传动比i=2-4二级圆柱齿轮减速器为i2’=8-40.则总传动比的范围为I’=16-160,故电动机转速的可选范围为nd’=I’*nw=(16～160)*63.66=1018.56～10185.6r/min.符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min,3000r/min三种。方案对比：如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案1效果较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案2。现选用方案2。选定电动机的型号为Y132M-4电动机数据及总传动比：四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算（一）、传动装置总传动比的确定和分配1、传动装置总传动比ia=nm/nw=1440/63.66=22.62其中，nm为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动比i为i=ia/i0=22.62/3=7.54取两级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比i₁=（1.4i）0.5=(1.4*7.54）0.5=3.25则低速级的传动比i₂=i/i₁=7.54/3.25=2.32(二)、传动装置运动及动力参数的计算1、0轴（电机轴）：P₀=Pd=6.46kw方案电动机型号额定功率Ped/KW电机转速n/(r/min)同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029302Y132M-47.5150014403Y160M-67.51000970η=0.825Pd=6.46kwnw=63.66r/minY132M-4ia=22.62i1=3.25Y112M-6P₀=6.46kwn₀=1440r/minn₀=nm=1440r/minT₀=9550P₀/n₀=9550*6.46/1440=42.84N.M2、1轴（高速轴）P1=P0*η01=P0*η２=6.46*0.96=6.20kwN1=n0/i12=480r/minT1=9550P1/n1=9550×6.20/480=123.35N.M3、2轴（中间轴）P2=P1*η12=P1*η2*η３=6.20*0.97*0.99=5.95kwN2=n1/i12=480/3.25=147.69r/minT2=9550P2/n2=9550*5.95/147.69=384.74N.M4、3轴（低速轴）P₃=P₂η₂₃=P₂η2*η3=5.95*0.99*0.97=5.71kwn₃=n₂/i₂₃=147.69/2.32=63.66r/minT₃=9550P₃/n₃=9550*5.71/63.66=856.59N.M5、4轴（滚筒轴）P₄=P₃*η₃₄=P₃*η₂*η4=5.71*0.99*0.99=5.60kwT₄=9550P₄/n₄=9550*5.60/63.66=840.09N.M6、说明：1—3轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.997、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示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η输入输出输入输出电机轴6.4642.84144033.252.3210．960．960．960.981轴6.206.14123.35122.174802轴5.955.89384.74380.89147.693轴5.715.65856.59848.0263.66滚筒轴5.605.54840.09831.6963.66五、传动零件的设计计算------------减速箱内传动零件设计（一）、圆柱齿轮传动：1、选择材料，确定许用应力由《机》表9-4得，小齿轮用40cr表面淬火，硬度为52—56HRC，取为55；大齿轮用45钢表面淬火，硬度为43—48HRC，取为45。小齿轮许用接触应力[σн1]=500+11*55=1105MPaT₀=42.84N.MP1=6.20kwN1=480r/minT1=123.35N.MP2=5.95kwn2=147.69r/minT2=384.74N.MP3=5.71kwn3=63.66r/minT₃=856.59N.Mp4=5.60kwn4=63.66T₄=840.09N.M[σн1]=1105MPa计算结果大齿轮许用接触应力[σн2]=500+11*45=995MPa小齿轮许用弯曲应力[σf1]=160+2.5*55=297.5MPa大齿轮许用弯曲应力[σf2]=160+2.5*45=272.5MPa2、齿面接触疲劳强度设计：(1)、选择齿数：通常Z1=20—40,取Z1=22Z3=24Z2=iZ1=3.25*22=73Z4=iZ3=2.32*24=57(2)、小齿轮传递的T1:T1=9.55*106P1/n1=123350N.MMT3=9.55*106P2/n2=384740N.MM(3)、选择齿宽系数：由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面，所以取Ψd=0.5(4)、确定载荷系数K：K=1.3～1.6，由于齿轮为非对称布置，所以取K=1.5(5)、计算法面膜数：一般β1=8-20°取β1=12°cosβ1=0.978当量齿数Zv1=24,Zv2=78齿型系数由[1]表9-7查的YF1=2.67YF2=2.27取YF1Mn1≥3211cos][6.1zYKTdFdFI=2.33取Mn1=2.5一般β2=8-20°取β2=12°cosβ2=0.978当量齿数Zv3=26,Zv4=61齿型系数由[1]表9-7查的YF3=2.60YF4=2.28取YF3Mn21231.6cos[]IFdFKTYz=3.08取Mn2=3.5(6)、齿轮几何尺寸的计算确定中心距12111115.032cosZZMna取a1=115mm342221452cosZZMna[σн2]=995MPa[σf1]=297.5MPa[σf2]=272.5MPaZ1=22Z3=24Z2=73Z4=57Mn1=2.5Mn2=3.5a1=115mma2=145mm计算结果计算β角β1=arcos12112ZZMna=11.96°cosβ1=0.978β2=arcos34222ZZMna=12.13°cosβ1=0.978°分度圆111153.680cosZMndmm2121183.937cosZMndmm323285.890cosZMndmm4242203.988cosZMndmm齿顶圆直径111253.68022.558.680naddmmm1222178.93722.5183.937naddmmm332285.89023.592.890anddmmm4242203.98823.5210.988anddmmm齿根圆直径1112.553.6802.52.547.430nfddmmm2122.5176.3802.52.5172.687nfddmmm2332.585.8902.53.577.140nfddmmm4242.5203.9882.53.5195.238nfddmmm齿宽2d1bd0.553.68026.840mm取30mmmm355305bb214d3bd0.585.89042.945mm取45mm34bb545550mm齿面接触疲劳强度校核β1=11.96°β2=12.131d53.680mm2d183.937mm3d85.890mm4d203.988mmb2=30mmb1=35mmb4=45mmb3=50mm111111610HHKTibidd满足强度要求1222221610HHKTibddi满足强度要求233331610HHKTibidd满足强度要求244441610HHKTibidd满足强度要求验证速度误差smndv/66.01000607.14890.8414.310006023由表9-5取10级精度smDnv/249.110006048.6437014.31000604%5%8.0%10025.1249.125.1v齿轮设计满足工作要求(二)高速级普通V带传动的设计计算(1)确定设计功率cP由[1]表8-5查，1.1AK，已知P=Pd=7.5kW根据[1]式（8-15）设计功率为：1.17.58.25cAPKPkW(2)选定带型根据图8-9a确定为A型V带(3)小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径1112ddmm，则大带轮基准直径23112336ddmm取2355ddmm(4)验算带速根据[1]式（8-17），带速v为108.44/601000ddnvms带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率Pc=8.25kwda1=112mmda2=335mmv=8.44m/sa0=550mm时，则要求有效拉力Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s范围内，符合要求。5)初定中心距中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据[1]式（7-13），中心距0a为：212127.00ddddddadd0326.9934a取0550amm(6)初算带基准长度根据[1]式（7-14），带的基准长度0dL为02004221221addddaLddddd=235511225501123551860.40224550mm由[1]表8-2选取标准基准长度d0L1800mm(7)实际中心距由[1]式（7-15），实际中心距a为dd00L-L1800-1860.402a550519.799mm22a考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取a=520mm(8)验算小带轮包角由[1]式（7-17），小带轮包角1为21135511218057.318