带式运输机一级圆柱斜齿轮减速器设计

减速器设计班级：模具设计与制造学号：姓名：指导老师：赵文雅日期：2012年1月6日目录一、电动机二、V带三、齿轮四、轴五、轴承六、箱体一、电动机的选择设计带式送输机减速器传动方案。已知卷筒直径D=250mm，输送带工作拉力F=1450N，输送带速度v=1.55m/s，在室内常温下两班制。连续单向运转，载荷较平稳。1电动机的选择（1）选择电动机类型和结构形式减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对启动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，工业用电380V电源三相交流。故选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，结构形式为卧式电动机。（2）确定电动机的功率：工作机所需功率：Pw=KWFv25.2100055.1414501000电动机的选择功率：Pd=Pw电动机到输送带的总效率为：η=η1η32η3η4η5由表12-7查得V带传动效率η1=0.96；轴承效率η2=0.96两对齿轮轴承和一对卷筒轴承；齿轮副效率η3=0.97齿轮精度为8级；齿轮联轴器效率η4=0.99；卷筒效率η5=0.96带入得：η=η1η32η3η4η5=0.96×0.963×0.970.99×0.96=0.783Pd=874.2783.025.2PwKW查本设计书表13—1，选择电动机额定功率3KW。（3）确定电动机的转速：nw=min/r4.11825055.1100060Dv100060按表12—6推存的传动比合理范围，取V带传动的传动比i′1=2~4；由《机械设计基础》课程设计表2—1知一级圆柱齿轮减速器传动比i′2=3~6；则总传动比合理范围i′a=6~24电动机的转速可选范围：nd=i′anw=（6~24）×118.4=710.4～2841.9r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min；可见查得三种方案，见下表方案电动机型号额定功/KW电动机转速同步转速满载转速1Y100L2-43150014202Y132S-6310009603Y132M-83750710综合考虑减轻电动机及传动系统的质量和节约资金，选用第二种方案。因此选定电动机型号Y132S-6,其主要性能如下表Y132S-6电动机主要性能电动机型号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-6310009602.22.2满载转速960r/min.所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示。（《机械设计课程设计指导书》P120）中心高H外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×G132475×345×315216×14038×8010×332计算传动系统的总传动比和分配各级传动比（1）传动系统总传动比：减i=1.84.118960wmnn（2）分配传动比：V带传动比为2～4，取i0=2.5，则取减速器传动比：24.35.21.80iiia减所的减速器传动比值符合一般二级展开式圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。3机械传动系统运动和动力参数的计算1.各轴的输入功率：电动机KW3PPedIⅠ轴KW8829603PP..PededIⅡ轴KW682970960882PP32....PIIII卷筒轴KW552990960682PP2424....PIIIIIII2.各轴的转速Ⅰ轴min/.r38452960inn0mIⅡ轴min/..r52118243384innIIII卷筒轴52118nnIIIII.(3)各轴的转矩电动机轴mN85299603nP9550T000.Ⅰ轴mN62571384882nP9550TIIII..Ⅱ轴mN95215521186829550nP9550TIIIIII...卷筒轴mN4820552118552nP9550TIIIIIIIII...将机械传动系统运动和动力参数的计算值列于下表中计算项目电动机高速轴Ⅰ低速轴Ⅱ卷筒轴功率/KW32.882.682.55转速/(rmin)960384118.52118.52转矩/（N·m）29.8571.63215.9521传动比2.53.241效率0.960.890.96二、V带设计设计一个由电动机驱动的带式运输机减速器的普通V带传动。电动机型Y132S-6,额定功率P=3KW，转速n1960r/min.，水泵轴转速n2=384r/min，两班制。解：1．设计功率:Pd由《机械设计基础》表9—12查得工况系数Ka=1.1KW33KW311pd.2.选择带型：根据Pd=3.3KW和n1=960r/min，由《机械设计基础》图9—10选A型普通V带3.带轮基准直径dd1和dd2：参考《机械设计基础》表9—4，表9—6和图9—10，取100mm大径轮直径：mm250100384960dnnidd1d2112d有《机械设计基础》表9—4取mm250d2d4.验算传动比误差：传动比52100250ddi1d2d.远传动比52384960nni21.则传动误差0525252iii...无传动误差5.验算V带v：035100060960100100060ndv11d.在5～25sm/范围之内，带速适合6.确定中心距a及带的基准长度dL：（1）初选中心0a)()(.2d1d02d1ddd2add70)()(.2501002a250100700700a2450选取500a0（2）初算长度0dLmm01561500410025025010025002a4dddd2a2L2021d2d2d1d00d.)()()()(（3）确定带基准长度Ld由接卸设计基础表9—2mm1600Ld（4）确定实际中心距a551920156116005002LLaa0dd0..（5）安装时所需最小中心距mm1483160000901125519L0090b2aadd.).(.).(min（6）张紧或补偿伸长所需最大中心距mm55511600020aa..max3.验算小带轮的包角12051633575519100250160357add1801d2d....4.单根V带额定功率0P根据mm100d1d和mr960n1/，由《机械设计基础》表9—2查得KW832P0.5.额定功率增量0P由《机械设计基础》表9—9查得1090P0.6.确定V带的根数zL00dKPPPz)(由《机械设计基础》9—11查得9570Ka.990KL.根28399095701090954033z...)..(.取整数根4z7.确定带轮的出拉力0F20qvvzPd1K52500F).(由机械设计表9—1查得A型带mkg110q/.N011350351104035331957052500F20.....)..(8.计算带对轴的压力QFQFN814172516308179422zF20..sin.sin三、齿轮设计1、选择齿轮材料、热处理、吃面硬度、精度等级及齿数①选择精度等级运输机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用8级精度②选择齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因传动功率不大，转速不高，选用。软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料：小齿轮：45钢（调质），硬度为:270HBS大齿轮：45钢（正火），硬度为：200HBS③选择齿数z1和z2z1=20u=i=3.24z2=3.24×20=64.8取整z2=65在误差范围之内。2、按齿面硬度疲劳强度设计：2112ZZZZuudKTdeEH初选载荷系数Kt(1)Kt=1.3(2)初选螺旋角ββ=12°(3)小齿轮传递转矩T1T1=9.55×10611np=9.55×10638488.2=71625N(4)选择齿宽系数Φd由《机械设计基础》5-14,Φd=0.8(5)端面重合度εα635.112cos6512012.32.388.1cos112.32.388.121ozz(6)轴面重合度082542.1π12tan208.0tansin1odnzmb(7)弹性系数ZE由机械设计5—12，查取弹性系数ZE=189.MPa(8)节点区域系数ZH查《机械设计基础》5—40节点系数ZH=2.47(9)重合度系数Zε961120082542111Z..(10)螺旋角系数Zβ9890345.012coscosoZ(11)接触疲劳强度极限Hlim21lim和H由《机械设计基础》图5—24查的MPaH5801limMPa540Hlim2(12)接触疲劳强度寿命系数ZN1和ZN2有《机械设计基础》图5-26查的ZN1=1ZN2=1(13)接触应力循环系数N9111010592.1103008213846060hjLnN81210413.324.3NN（14）接触疲劳强度安全系数SHSH=1(15)计算接触应力MPaSHHH580115801lim1MPaSHHH6.561104.15402lim2取MPaH6.5612（16）试算小齿轮的分度圆直径d1tmmZZZZuudKTdeEH737.526.561989354.096112.08.18947.224.3124,38.0712653.12122211（17）计算圆周速度vtsmndvtt/0633.110006038473.5210006011（18）确定载荷系数K由机械设计表5—10查取使用系数KA=1根据vz/100=1.0633×20÷100=0.21266m/s,由图5-28，动载系数KV=1.02,根据εr=εα+εβ=1.635+1.082542=2.717542由《机械设计基础》图5—29，齿间载荷系数分配系数Kα=1.42由《机械设计基础》表5—11，齿向载荷分配系数Kβ=1.03故载荷系数K=KAKVKαKβ=1×1.02×1.42×1.03=1.491852(19)修正小齿轮的分度圆d1mmKKddtt2132.553.1491852.1737.52113、确定齿轮传动的主要参数和几何尺寸①确定模数mn70033.22012cos2132.55cos11onzdm由《机械设计基础》表5—1圆整为标准值3nm②中心距mmzzman35.13012cos2)6520(3cos221圆整为130mm③确定螺旋角β25473.11132)6520(3arccos2)(marccos21nazz④分度圆直径d1和d2mmzmdn1765.6125473.11cos203cos11mmzmdn824.19825473.11cos653cos22⑤计算齿宽1b和2bmmdb94118.481765.618.01取mmb551mmb5024、校核齿根弯曲疲劳强度FSaFanFYYYYmbdKT112①重合度系数Yε70872.0635.175.025.075.00.25Y②螺旋角系数Y《机械设计基础》图5—19.0Y③查当量齿数21vvzz和20.2125473.11cos20cos3311zzv90.6825473.11cos65cos3322zzv