带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器F=2250

煤炭工程学院课程设计设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器：目录一、前言……………………………………………3二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算…………………错误!未定义书签。三．传动零件的设计计算…………………………………8四、箱体的设计及说明…………………………………15五、轴的设计计算及校核…………………………………18六、键连接的选择与计算…………………………………27七、滚动轴承的选择及计算………………………………29八、联轴器的选择………………………………………31九、润滑与密封的选择…………………………………32十、减速器附件设计……………………………………33十一、设计小结………………………………………35十二、参考资料目录……………………………………36课程设计任务书一、设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器带式输送机的传动装置简图1、普通V带传动；2、电动机；3、减速器；4、联轴器；5、运输皮带；6、传动滚筒二、原始数据：组别运输带主轴工作转矩T（N*m）运输带速度V（m/s）传动滚筒直径D（㎜）（17）22001.00300三、工作条件：连续单向运转，工作时载荷平稳，空载启动，输送带允许速度误差±5％，单班制工作，使用期限10年（每年工作日300天），小批量生产。四、应完成的工作：1.减速器装配图一张；（A1图,主俯左三视图）2.零件图两张；（A3图，大齿轮、低速轴或齿轮轴，）3.设计说明书一份。机械工程系实践教学教研室2013.06.24二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算2.1选择电动机的容量：2.1.1电动机的类型：按工作要求选用Y系列（Y180M—4）防护式笼型三相异步电动机，电压为380V。2.1.2选择电动机容量：选择电动机所需功率kWPpwd选择电动机时应保证电动机的额定功率edp略大于工作机所需的电动机的功率dp即可，即dedPP滚筒工作转速：min69.6330000.1100060100060rDvnw传动装置总效率：卷联齿承带24带—V带传动效率：0.96承—每对滚动轴承的传动效率：0.99齿—闭式齿轮的传动效率：0.97联—联轴器的传动效率：0.99卷—传动卷筒的传动效率：0.96带入得0.825卷联齿承带24=825.096.099.097.099.096.024所需电动机功率kwkwTnPww67.14955069.6322009550，kwpd78.17825.067.142.1.3确定电动机转速:通常取V带传动比常用范围4~21i，二级圆柱齿轮减速器2i=8～40，则总传动比的范围为i=16～160。所以电动机转速的可选范围是：dn=i10190~101969.63160~16wnr/min根据电动机所需功率和转速手册有一种适用的电动机型号，传动比方案如下：方案电动机型号额定功率Ped/kw电动机转速（r/min）同步转速满载转速1Y180M-418.5150014702.2确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比:2369.631470iwmann分配传动比：取3带i则减速器的传动比i为：67.7323带减iiia取二级圆柱斜齿轮减速器低速级的传动比5.22.167.72.12减ii则高速极的传动比32.15.22.121iidp=17.78kwwn=63.69r/min减i7.671i32i2.52.3计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速轴到低速轴依次编号，定为0轴（电动机轴）、1轴（高速轴）、2轴（中间轴）、3轴（低速轴）、4轴（滚筒轴）；相邻两轴间的传动比表示为01i、12i、23i、34i；01、12、23、34-依次是电动机与1轴，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率；各轴的转速为1n、2n、3n、4n；各轴输入转矩为1T、2T、3T、4T则各轴的运动和动力参数为：0轴（电机轴）5.180dppkWmNnPTrnnm12014705.1895509550min/147000001轴（高速轴）76.1796.05.1800101带pppkWmNnPTrinn34649076.1795509550min/4903147011101012轴（中间轴）1.1797.099.076.1711212齿承pppkWmNnPTrinn9943.1631.1795509550min/3.163349022212123轴（低速轴）4.1697.099.01.1722323齿承pppkWmNnPTrinn7.239732.654.1695509550min/32.655.23.16333323230T=120N.m1T=346N.m2T=994N.m3T=2397.7N.m4轴（滚筒轴）kW07.1699.099.04.1633434联承pppmNnPTrinn234932.6507.1695509550min/32.65132.654443434运动和动力参数如下表：轴名功率P/kW转矩T/（mN）转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴18.51201470332.51.000.960.960.960.981轴17.763464902轴17.1994163.33轴16.42397.765.324轴16.07234965.324T=2349N.m三．传动零件的设计计算3.1设计V带和带轮：3.1.1设计计算普通V带传动（1）计算功率查课本156P表8-7得：1.1AK则kWPPKAc3.205.181.1。（2）选V带型号选用普通V带根据kWPPdc3.20min/1470rnm，由课本219页图13-15，选择B型普通V带。（3）求大、小带轮基准直径取1d2d由课本157页查表8-8得，应不小于125mm，现取mmd1401由式8-14得mmdnnd6.411)02.01(1404901470)1(1212由表8-8取mmdd4002(虽然使n2略有减小，但其误差小于5%，故允许)（4）验算带速：smndv/77.10100060147014010006011带速在5～25m/s范围内,合适（5）取V带基准长度dL和中心距a：由于0.7（21dddd）0a2（21dddd）即mmamm10803780，取mma7000，由式13-2得带长mmaddddaL]7004)140400()400140(27002[4)()(22202122100=2271mm查课本146页表8-8取mmLd2240，由式8-23计算实际中心距：mmd14012d=400mmv=10.77m/smma70000L=2240mma≈mmLLad5.684222712240700200（6）验算小带轮包角：ooadd1203.1593.575.6841404001803.57180121主动轮上的包角合适。（7）计算V带根数Z：由式8-25得Z=LcKKPPP)(00由0n=1470/min，1d=140mm，由式8-15得传动比291.2)02.01(140400)1(12ddi，查表8-4a得kWp84.20查表8-4b得kWp46.00由3.1591查表8-5得：97.0k查表8-2得00.1Lk则34.697.000.1)46.084.2(3.20Z取Z=7根。（8）求作用在带轮上的压力FQ查表8-3，得q=0.18kg/m。得单根V带的初拉力F0=)15.2(500KZvPcqv2=)197.05.2(77.1073.205000.18×10.772=106.6N作用在轴上的压力FQ=2ZF0sin21=2×7×106.6×sin23.159=1468N3.2齿轮的结构设计及计算：3.2.1高速级齿轮设计：3.2.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：1）按题目传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用7级精度3）材料选择由表10-1选择a=684.5mm1=3.159i=2.91kWp46.0097.0k00.1LkZ=6.3取7F0=106.6NFQ=1468N小齿轮用40Cr钢调质，齿面硬度为280HBSMPa6001lim;MPaFE5001;大齿轮用45号钢调质，齿面硬度为240HBSMPa5502lim;MPaFE3802;4）初选螺旋角=14，初选载荷系数tK=1.25）初选小齿轮齿数Z1=22,则大齿轮齿数Z2=i1Z1=322=666）计算应力循环次数N1=60n1jLh=604901（1830010）=7810N882103.231077）由图10-19取接触疲劳寿命系数96.0;93.021HNHNKK；取失效概率为1%，安全系数为1，由式10-12得：【H】1=MpaSKHHN558160093.01lim1【H】2MpaSKHHN528155096.02lim2【H】=Mpa54325285588）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数95.0;85.021FNFNKK;取弯曲安全系数FS=1.3【F】MpaSKFFEFN3273.150085.0111【F】MpaSKFEFN2773.138095.022228）查取齿形系数：查表10-5得：28.2;72.221FaFaYY;查表10-5得应力校正系数：;73.1;57.121SaSaYY查表10-2得00.1AK;;00.1HS3.1FS；8.0d查图10-13查得齿向载荷分配系数318.1K；查图10-8得动载系数2.1VK;查表10-3得齿间载荷分配系数2.1K;NdTFt78638810346223111；NdTFt7826254109942232229)按齿面接触强度设计计算由图10-26查得635.187.0765.0;87.0;765.021218.0d；小齿轮上的转矩mmNT511046.3，1.8981.3181.21.21.0KKKKKVA载荷系数由表10-4取8.189EZ由图10-30选取区域系数433.2HZ；mmZZuuTKdHHEdt82.78)543433.28.189(313635.111046.32.12)(123252113模数mmzd58.32282.78m111；按国标取mmm41实际1d=1z1m=224=88mm2d=2z1m=664=254mm10）齿宽mmdbd4.70888.011；故取mmb702；mmb751；11）中心距mmdda1712254882211；12）验算齿面接触强度：72.21FaY；28.22FaY；57.11SaY；73.12SaY；MPaMPaYYFbYYFbMPaMPaYYYmbKFFSaFatSaFatFFFFasatF277][25557.172.278637073.128.2782675259327][25972.257.14635.1757863898.1222111222211211111