带式输送机传动装置二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计计算说明书

设计题目：用于带式运输机的减速器设计学院名称：专业：班级：姓名：学号：指导教师姓名：《机械设计》课程设计说明书机械设计课程设计1目录一、设计任务.......................................................二、传动方案的确定及简要说明.......................................三、.选择电动机....................四、传动比分配。计算各轴转速，计算各轴扭矩.....................................五、齿轮传动设计..................................................六计算轴类零件........................................七键连接的选择及计算....................................................八滚动轴承的选择及校核计算................................................26九参考文献....................................................机械设计课程设计2摘要本说明书主要针对用于带式运输机的减速器设计过程作了较为详细的阐述。该减速器的布置形式为单级直齿轮传动，设计参数分别为带的工作拉力F=N，带速=1.1sm，滚筒直径D=300mm。全书主要分为9大部分,包括设计的原始数据,设计方案的确定,电动机的选型,联轴器的选择,传动零件的设计计算,轴的初步设计,轴承的选择、寿命计算及其润滑密封，轴系结构设计与强度校核,减速器附件结构设计等。在主要传动零件齿轮的设计中，运用了齿根弯曲疲劳强度准则和齿面接触疲劳强度准则；在轴的设计中，首先按照扭矩估算了轴的最小直径，然后进行轴系的结构设计，最后对轴的抗弯强度作了较为详细的校核。机械设计课程设计3计算项目及内容主要结果一：设计任务题目：设计一带式输送机传送装置1、传动简图第2章传动方案设计传动方案应首先满足工作机的工作要求，如所传递的功率及转速。此外，还应具有结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便等特点，以保证工作机的工作质量和可靠性。要同时达到这些要求，常常确定传动简图机械设计课程设计4是困难的，设计时要统筹兼顾，保证重点要求。图2.1减速器传动方案任务书上图所示为带式运输机的四种传动方案。我选择第四组，如图2.1所示。该方案减速器的长度较短，但尺寸及重量较大两对齿轮浸入油中深度大致相等，高速级齿轮的承载能力难于充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。三、电动机的选择。1、功率的确定1）工作机所需功率Pw（kw）PW＝FWVW/(1000ηw)＝1.8×103×1.1/1000＝1.98式中FW为工作机的阻力，N；VW为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机效率.2）电动机至工作机的总效率η选取卷筒效率η1=0.96选取齿式联轴器效率η2=0.99选取8精度齿轮效率η3=0.97选取滚动轴轴承效率η4=0.99η＝η齿轮2×η轴承3×η联轴器2＝0.96×0.973×0.992×0.99＝0.86选择圆柱齿轮传动8级精度，滚动轴承。3）电动机所需功率Pd（kw）Pd＝pw/η＝1.6/0.86=1.86KW2.电动机转速的运算作机转速nw：因：V=(πDn)/60*1000(m/s)故：nw=(V*60*1000)/πD(rpm)因为减速器为开式，所以选择传动比i=3~5,2级减速器i=9~25Nw=70.1m/min所以电动机转速可选范围Nd=i*70.1=(630.9-1752.5)机械设计课程设计54)电动机型号的确定初选电动机为同步转速1500r/min的电动机。查表查处电动机型为为Y100L—4，其额定功率为2.2kW，满载转速1430r/min,堵转/额定转矩2.2最大转矩2.3，质量34四、传动比的分配1）计算总传动比：电动机选定后，根据电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置应有的总传动比i总传动比ii＝nm／nw＝1430／70.2＝20.42）合理分配各级的传动比：为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应该使两级的大齿轮具有相近的直径。设高速级传动比为i1，低速级传动比为i2，减速器的总传动比为i，对于二级展开式圆柱齿轮减速器，传动比按照以下分配：i总=i减=i高*i低=nm/nwi高=（1.2--1.3)i低i减=（1.2--1.3)i低2取i低=3，i高=6.83）计算各轴转速1.I轴nI=nm=1430II轴nII=PII=PI*ŋ12=210.29r/minIII轴nIII=70.094）各轴输出功率I轴PI=1.84II轴PII=1.84*0.97*0.99=1.77III轴PIII=1.77*0.97*0.99=1.585）各轴扭矩Td=9550*1.86/1430=12.4I轴T1=12.4II轴T2=T1*0.99*0.97*6.8=80.9III轴T3=T2*n23*i低=233.16）各轴转速、输入功率、输入扭矩、传动比、效率：kwPw491.0kwPd4.4电动机型号Y132S--46.22i4.51i1.42i机械设计课程设计6项目电动机轴高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速（r/min)14301430210.2970.09功率（kw）2.21.841.771.58转矩（N·m）12.412.480.9233.1传动比116.83效率10.990.970.97五齿轮传送设计：。1、高速斜齿齿轮传动的设计计算1）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。两者皆为软齿面。2）初选小齿轮齿数为Z1＝21，大齿轮齿数Z2＝6.8×24＝142.6，取Z2＝143。初选螺旋角β=142、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行式算，即d1t≥321·2.32HEdtZuuTKσφ（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt＝1.6。2）小齿轮传递的转矩T1＝2.63×104mmN3）由表10-7选取齿宽系数1d。4）由表10-6查得材料的弹性影响系数MPa219.188＝ZE。ZH433.2机械设计课程设计75）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a6001limMPH＝；大齿轮的接触疲劳强度极限a5502limMPH＝。6）由公式10—13计算应力循环次数。N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（1×8×300×10）＝2.059×109N2＝＝8.6059.21093.27×1087）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90，KHN2＝0.95。8）计算接触疲劳应力。取失效概率为1%，安全系数S＝1，由式10-12得a54060090.01lim11MPSKHHN＝＝＝a25.531)5.522540(2lim22MPSKHHN＝＝＝许用接触应力a25.53125.522540212MPHHH＝＝＝（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中取较小的值。32321t25.531433.29.188d8.68.714.126.121·2＝σφHEHdtZZuuTK=39.37mm2）计算圆速度。m/s94.2s/m100060143037.3960nd1t1＝＝＝3）计算齿宽b。37.39mm37.391dt1d＝＝＝bmm机械设计课程设计84）计算齿宽与齿高之比hb。模数mmmmzdmtt87.12137.3911齿高21.487.125.225.2mth35.92.427.39hb5）计算载荷系数K。根据v=2.94m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数1.1VK0；由10-4查的斜齿轮与直齿相同，41.1KH；由表10-13查得使用系数35.1KH由表10-3查的，4.1KKHH；故载荷系数17.241.14.11.11KKKKHHVAK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-13a得mmmmKKddtt19.436.117.227.3933117）计算模数m。mmmmzd99.12197.019.43113、按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度计算公式为32112FSaFadYYZTKm（1）确定计算参数1）计算载荷系数；079.235.14.11.11KKKKHHVAK2）查表得根据纵向重合度744.1；从图查螺旋角影响系数88.0Y机械设计课程设计93）计算当量齿数08.2432131coscos1mmZvz32.11931423coscos22mmZzv4查取齿形系数由表10-5查的17.2,65.221YYFF。5）查取应力校正系数。由表10-5查得58.11YSa；814.12YSa。6.由10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaPE5001，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaPE3802，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数90.0,85.021PNPNKK7.计算弯曲疲劳应力MPaMPaSKFNFNF57.3034.150085.0111MPaMPaSKFNFNF28.2444.13809.02228）计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较。01379.057.30358.165.2111FYYSaFa01599.028.24480.117.2222FYYSaFa大齿轮的数值大。（2）设计计算24.101599.066.1188.0805.246.12123243212210FSaFadYYZTKm由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模机械设计课程设计10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，而齿面接触疲劳的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1.5优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的mmd706.43，算出小齿轮齿数27.265.114cos2.4311mdZ取271Z大齿轮齿数157298.62Z取1572Z。这样设计出的齿轮传动，既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。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmmmZd405.126cos11mmmmmZd2005.1157cos22（2）计算中心距mmadd81.119221,将中心距元整为120mm（3）计算齿轮宽度mmbdd401取mmB1.452，mmB451。5、高速传动几何尺寸名称结果模数1.5法面压力角20分度圆直径402005.1m291Z1572Zmmd5.431md5.2352mma5.139mmb501mmb5.432机械设计课程设计11齿顶圆直径43203齿根圆直径36196中心距120齿宽4045六轴的设计计算第一部分初估轴径、结构设计1、高速轴Ⅰ的结构设计由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。1）初轴的最小直径。先按公式15-2初步估计轴的最小直径。选取轴的