机械设计课程设计二级减速器sdis1

机械设计课程设计设计说明书设计题目胶带式输送机传动装置目录一、设计任务书···························3二、传动方案拟定·························4三、电动机的选择·························4四、传动装置的运动和动力参数计算············6五、高速级齿轮传动计算····················7六、低速级齿轮传动计算····················12七、齿轮传动参数表·······················18八、轴的结构设计·························18九、轴的校核计算·························19十、滚动轴承的选择与计算··················23十一、键联接选择及校核·····················24十二、联轴器的选择与校核····················25十三、减速器附件的选择·····················26十四、润滑与密封···························28十五、设计小结·····························29十六、参考资料·····························29一.设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1——电动机2——联轴器3——二级圆柱齿轮减速器4——联轴器5——卷筒6——运输带原始数据：数据编号04运送带工作拉力F/N2200运输带工作速度v/(m/s)0.9卷筒直径D/mm3001.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2.使用期：使用期10年；3.检修期：3年大修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;5.运输带速度允许误差：±5%；6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求1.完成减速器装配图一张（A0或A1）。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.编写设计计算说明书一份。二.电动机设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：第四组数据：运送带工作拉力F/N2200。运输带工作速度v/(m/s)0.9,卷筒直径D/mm300。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三．电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率Pw按下试计算1000试中Fw=2200NV=0.9m/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取0.94w代入上试得2.111000电动机的输出功率功率oP按下式wokwPP式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试223gcr由表2-4滚动轴承效率r=0.99：联轴器传动效率c=0.99：齿轮传动效率g=0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.91所以电动机所需工作功率为2.112.320.91wokwPP因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为3.0kw。3.确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比25~9'i而工作机卷筒轴的转速为446106100.9/min57.32/min300wwnrrDV所以电动机转速的可选范围为min)12.1433~92.515(min32.57)25~9('rrninwd符合这一范围的同步转速有750minr和1000minr两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000minr的Y系列电动机Y132S,其满载转速为wn960r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查的。四.计算传动装置的总传动比i并分配传动比1.总传动比i为96016.7557.32mwnin2.分配传动比iii考虑润滑条件等因素，初定67.4i，59.3i3.计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速I轴min960rnnmII轴min57.205rinnIII轴min26.57rinn卷筒轴min26.57rnnw4.各轴的输入功率I轴oc==2.320.99=2.30kwPPII轴==2.300.990.98=2.23kwPPrgIII轴=2.230.990.98=2.16kwPrgP卷筒轴wc=2.160.990.99=2.12kwPrP5.各轴的输入转矩I轴2.309550955023.94960TNmPnII轴2.2395509550103.60205.57TNmPnIII轴2.1695509550360.2557.26TNmPn工作轴2.1295509550353.5857.26T电动机轴2.329550955022.98960ToomNmPn将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机轴轴轴工作轴转速（r/min）960960205.5757.2657.26功率P（kw）2.322.302.232.162.12转矩T（Nm）22.9823.94103.60360.25353.58传动比i14.673.571效率0.990.970.970.93五.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数211z，则大齿轮齿数07.9867.42112ziz取992z1).按齿轮面接触强度设计1.设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即2311)][(132.2HEdtZuuKTd1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数3.1tK。2.计算小齿轮传递的转矩mmNnPT46.110381.2105593.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数1d。4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数MPaZE8.189。5.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。6.计算应力循环次数9110364.3108236519606060hjLnN81210203.7iNN7.由《机械设计》图6.6取接触疲劳寿命系数90.01HNK；95.02HNK。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1MPaMPaSKHHNH54060090.0][1lim11MPaMPaSKHHNH5.52255095.0][2lim222.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径td1，代入][H中较小的值。mmZuuKTdHEdt563.39)][(132.223112.计算圆周速度v。smndvt988.1100060960563.3910006011计算齿宽bbd1139.56339.563tmmmmd计算齿宽与齿高之比b/h模数1139.5631.88421ttmmmmdmz齿高2.252.251.8844.24thmmmmm39.5639.3314.24bh3.计算载荷系数K查表10-2得使用系数AK=1.0;根据smv988.1、由图10-8得动载系数10.1VK直齿轮1FKK；由表10-2查的使用系数1AK查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》，小齿轮相对支承非对称布置1.417K由b/h=9.3311.417K由图10-13得1.34FK故载荷系数11.1011.4171.559AVKKKKK4.校正分度圆直径1d由《机械设计》mmmmKkddtt325.433.1/559.1563.39/33115.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数mmmzdm063.221/325.43/1112.按齿根弯曲强度设计，公式为131212FaSaFYYKTmdz1.确定公式内的各参数值1.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaF5801lim；大齿轮的弯曲强度极限MPaF3802lim；2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.01FNK，92.02FNK3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数0.2STY,得MPaSYKFESTFNF29.3144.1/88.0500][111MPaSYKFESTFNF71.2474.1/92.0380][2224.计算载荷系数K11.1011.341.474AVFFKKKKK5.查取齿形系数1FaY、2FaY和应力修正系数1SaY、2SaY由《机械设计》表查得76.21FaY；18.22FaY；56.11SaY；79.12SaY6.计算大、小齿轮的][FSaFaYY并加以比较；013699.0][111FSaFaYY015753.0][222FSaFaYY大齿轮大7.设计计算431221.7472.381100.0163371.358121mmmmm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数1m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆整为标准值1m=2mm接触强度算得的分度圆直径1d=43.668mm，算出小齿轮齿数11143.325222mdz大齿轮74.10267.42212ziz取1032z这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径1d、2dmmmzd44222111mmmzd20621031222.计算中心距mmdda1252/)20644(2213.计算齿轮宽度mmdbd444411取mmB452，mmB501。3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d43mm轮毂长度l与齿宽相等)(45mml轮毂直径)(1781mmD轮缘厚度)(100mm板厚度)(14mmc