二级减速器设计

设计题目：设计带式输送机传动装置设计参数：1．输送带工作拉力F=3400N；2．输送带工作速度v=1.0m/s(允许输送带速度误差为±0.5%)；3．滚筒直径D=300mm；4．滚筒效率η=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5．工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6．使用期限5年；7．动力来源电力，三相交流，电压380/220V设计工作量：1．减速器装配图一张；2．零件工作图3张；3．设计说明书1份。一、传动方案的拟定根据带式输送机传动装置如图所示：（1）工作条件：使用年限10年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，允许输送带速度误差为0.5%−+；（2）原始数据：输送带工作拉力F/kN3.4输送带工作速度V/（m/s）1.0滚筒直径D/mm300二、电动机的选择1、电动机类型选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：𝑃𝑊=𝐹𝑊𝑣𝑤1000𝑤=3400×1.01000×0.96𝐾𝑤=3.54𝐾𝑤（2）查《机械设计基础课程设计》表2-1“机械传动和摩擦副的效率略值”，取带传动效率带=0.96，轴承效率轴承=0.99，直齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联轴器=0.99，得电动机所需工作效率为：𝑃0=𝑃𝑊=𝑃𝑊带轴承2齿轮联=3.540.96×0.992×0.97×0.99𝐾𝑊≅3.92由《机械设计基础课程设计》附表9-1可选定额定功率为𝑃𝑒𝑑=4𝐾𝑤（3）确定电动机转速：由𝑣w=𝑛πD60×1000，得输送带滚筒的转速为：nw=𝑣𝑤×60×1000𝜋D=1.0×60×1000𝜋×300𝑟/min=63.66r/min各传动的传动比范围由表2-2可知，分别为𝑖带=2~4,𝑖齿=3~6，总传动比范围为𝑖总=(2~4)×(3~6)=6~24，那么电动机的转速范围为：𝑛0=𝑛𝑤𝑖总=63.66×(6~24)r/min=382.0~1527.89r/min符合这一要求的电动机同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min等多种。从成本及结构尺寸考虑，选用n=750r/min的电动机进行计算。（4）确定电动机型号根据以上选用的电动机类型所，需功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M1-8其主要性能：额定功率：4Kw额定转矩：2.0满载转速：720r/min质量：118Kg三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：𝑖n=𝑛𝑚n𝑤=72063.66≅11.312、分配各级传动比：取带传动的传动比𝑖i=𝑖带=2𝑖2=𝑖1−2=𝑖n𝑖1=11.312=2.26四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）𝑛0=𝑛m=720（r/min）𝑛1=𝑛𝑚𝑖0−1⁄=7202⁄=360（r/min）𝑛2=𝑛1𝑖1−2⁄=3602.26⁄=159.29（r/min）𝑛𝑤=𝑛2=159.29（r/min）2、计算各轴功率（Kw）𝑃0=𝑃工作=3.92𝐾𝑤𝑃1=𝑃0×带=3.92×0.96=3.76𝐾𝑤𝑃2=𝑃1×𝑛轴承×𝑛齿轮=3.76×0.99×0.97=3.61𝐾𝑤𝑃𝑊=𝑃2×𝑛轴承×𝑛联=3.61×0.99×0.99=3.54𝐾𝑤3、计算各轴扭矩（N/m）𝑇0=9550×𝑝0𝑛0=51.99（N/m）𝑇1=9550×𝑝1𝑛1=99.74N/m）𝑇2=9550×𝑝2𝑛2=216.43（N/m）𝑇𝑤=9550×𝑝𝑤𝑛𝑤=212.24（N/m）五、传动零件的设计计算1、减速器的外传动只有带传动，故只需对带传动进行设计，带传动的设计计算（1）确定设计功率由表，查《机械设计基础》表5.17得工作系数𝐾𝐴=1.1，则𝑃𝑑=𝐾𝐴𝑃0=1.1×3.92𝐾𝑤=4.31𝐾𝑤（2）选择带型根据𝑛0=720r/min，𝑃𝑑=4.31Kw，由《机械设计基础》图5.11可选择A带V型。（3）确定带轮基准直径由《机械设计基础》表5.8，采用最小带轮基准直径，可选小带轮直径𝑑𝑑1=140mm。则大带轮直径为d2=𝑖带×𝑑𝑑1=2×140=280mm（4）验算带的速度𝑉带=𝜋𝑑𝑑1𝑛060×1000=𝜋×140×72060×1000𝑚/𝑠=5.28𝑚/𝑠在5~25m/s范围内，带速合适。（5）确定中心距和V带长度根据0.7（𝑑𝑑1+𝑑𝑑2）𝑎02（𝑑𝑑1+𝑑𝑑2），初步确定中心距，即0.7（140+280）=294mm𝑎02（140+280）=840mm。为使结构紧凑，应选偏低值𝑎0=300mm。V带计算基准长度为𝐿𝑑`≈2𝑎0+𝜋2(𝑑𝑑1+𝑑𝑑2)+(𝑑𝑑2−𝑑𝑑1)24𝑎0=[2×300+𝜋2(140+280)+(280−140)24×300]=1276.06mm由《机械设计基础》表5.5，选V带基准长度𝐿𝑑=1400mm，则实际中心距为a=𝑎0+𝐿𝑑−𝐿𝑑`2=300𝑚𝑚+1400−1276.062mm=361.97mm（6）计算小轮包角𝑎1=180°−𝑑𝑑2−𝑑𝑑1𝑎×57.3°=180°−280−140300×57.3°=153.26°式中，57.3°为弧度转换为角度的常数。（7）计算V带根数V带的根数可用下式计算z=𝑃𝑑（𝑃0+∆𝑃0）𝐾𝐴𝐾𝐿由表，查《机械设计基础》表5.11取单根V带所能传递的功率𝑃0=1.41𝐾𝑤，功率增量为∆𝑃0=𝐾𝑏𝑛1（1−1𝐾𝑖）由表，查《机械设计基础》表5.14得𝐾𝑏=1.9875×10−3，由《机械设计基础》表5.16查得𝐾𝑖=1.1373则∆𝑃0=1.9875×10−3×720×（1−11.1373）Kw=0.17Kw由《机械设计基础》表5.13，查得𝐾𝑎=0.93，由表，查得𝐾𝐿=0.88，则带的根数为z=𝑃𝑑（𝑃0+∆𝑃0）𝐾𝑎𝐾𝐿=4.31(1.41+0.17)×0.93×0.88=3.33取4根（8）计算初拉力由《机械设计基础》表5.8，查得V带质量m=0.10kg/m,那么初拉力为𝐹0=500𝑃𝑑𝑧𝑉带(2.5−𝐾𝑎𝐾𝑎)+m𝑉带2=500×4.314×5.28×(2.5−0.930.93)N+0.10×5.282𝑁=175.04𝑁（9）计算作用在轴上的拉力Q=2z𝐹0sin𝑎2=2×4×175.04×sin153.26°2=1362.37𝑁（10）带轮结构的计算小带轮结构采用实心式，由《机械设计基础课程设计》附表9-4，查得Y160M1-8轴径𝐷0=42𝑚𝑚,由《机械设计基础》表5.6，查得e=19±0.4mm，𝑓𝑚𝑖𝑛=11.5𝑚𝑚，取f=12mm,则轮毂宽：𝐿1=（1.5~2）𝐷0=（1.5~2）×42mm=63~84mm取𝐿1=00𝑚𝑚轮缘宽：B=(z−1)e+2f=(7−1)×19mm+2×12mm=518mm大带轮结构采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的设计同AA步进行。2、减速器采用圆锥圆柱齿轮传动，其传动设计计算如下：1、高速级锥齿轮传动的设计计算（1）选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，选用8级精度由表得小齿轮齿面硬度为217～255HBW，取硬度值240HBW进行计算；大齿轮齿面硬度为162～217HBW，取硬度值200HBW进行计算（2）初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d1≥√2KT1∅du+1u(ZEZHZε[σ]H)231)小齿轮传递转矩为T1=99740N·mm2)试选载荷系数Kt=1.43)由表取齿宽系数∅d=14)由表查得弹性系数ZE=189.8√MPa5)对于标准直齿轮，节点区域系数ZH=2.56)齿数比u=i2=2.267)确定齿轮齿数。初选小齿轮齿数z1=28,则z2=uz1=2.26×28=63.38，取z2=648)重合度端面重合度为εα=[1.88−3.2(1z1+1z2)]cosβ=[1.88−3.2(128+164)]cos0°=1.72轴向重合度为εβ=0.318∅dz1tanβ=0由图查得重合度系数zε=0.899)许用接触应力[σ]H=ZNσHlim1SH由图e、a查得疲劳极限应力为σHlim1=580MPa，σHlim2=400MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60×360×1×2×8×250×10=8.64×108N2=N1i2=8.64×1082.26=3.82×108由图查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.1，由表取安全系数SH=1.0,则[σ]H1=ZN1σHlim1SH=1.0×5801MPa=580MPa[σ]H2=ZN2σHlim2SH=1.1×4001MPa=440MPa取[σ]H=440MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t，有d1t≥√2KT1∅du+1u(ZEZHZε[σ]H)23=√2×1.4×997401×2.26+12.26×(189.8×2.5×0.89440)23=71.86mm(3)确定传动尺寸①计算载荷系数由表查得使用系数KA=1.0，因v=πd1tn160×1000=π×71.86×36060×1000=1.35m/s由图查得动载荷系数Kv=1.1,由图查得齿向载荷分配系数Kβ=1.06，由表查得齿间载荷分配系数Kα=1.1，则载荷系数K=KAKvKβKα=1.0×1.1×1.06×1.1=1.28②对d1t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即d1≥d1t√KKt3=71.86×√1.281.43=69.75mm③确定模数mm=d1z1=69.7528=2.5按表，取m=2.5mm④计算传动尺寸中心距为a1=m(z1+z2)2=2.5×（28+64）2mm=115mm分度圆直径为d1=mz1=2.5×28mm=70mmd2=mz2=2.5×64mm=160mmb=∅dd1=1×70mm=70mm取b2=70mmb1=b2+(5~10)mm=70mm+(5~10)mm取b1=75mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度σF=2KT1bmd1YFYSYε≤[σ]F①K、T1、m和d1同前②齿宽b=b2=70mm③齿形系数YF和应力修正系数YS由图查得YF1=2.54,YF2=2.35；由图查得YS1=1.61，YS2=1.74④由图查得重合度系数Yε=0.70⑤许用弯曲应力[σ]F=YNσFlimSF由图f、b查得弯曲疲劳极限应力为σFlim1=220MPa,σFlim2=170MPa由图查得寿命系数YN1=YN2=1，由表查得安全系数SF=1.25，故[σ]F1=YN1σFlim1SF=1×2201.25=176MPa[σ]F2=YN2σFlim2SF=1×1701.25=136MPaσF1=2KT1bmnd1YF1YS1Yε=2×1.28×9974070×2×70×2.54×1.61×0.70MPa=74.58MPa＜[σ]F1σF2=σF1YF2YS2YF1YS1=74.58×2.35×1.742.54×1.61MPa=74.58MPa＜[σ]F2（5）计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高ha=ha∗m=1×2.5mm=2.5mm齿根高hf=(ha∗+c∗)m=(1+0.25)×2.5mm=3.125mm全齿高h=ha+hf=2.5mm+3.125mm=5.625mm顶隙c=c∗mn=0.25×2.5mm=0.625mm齿顶圆直径为da1=d1+2ha=70mm+2×2.5mm=75mmda2=d2+2ha=160mm+2×2.5mm=165mm齿根圆直