E4带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说明书题目：带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器设计机电工程系：设计者：同组人：指导教师辅助指导教师：班级：设计时间课程设计书1一、课题任务书………………………………………………………………1二、传动方案的拟订………………………………………………………2三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算…………4四、带传动的设计……………………………………………………………6五、齿轮传动参数计算及校核……………………………………………6六、轴的计算…………………………………………………………………14七、滚动轴承的选择…………………………………………………………24八、键的设计及校核………………………………………………………26九、联轴器的选择……………………………………………………………27十、润滑方式的选择………………………………………………………27十一、箱体尺寸的计算……………………………………………………27十二、装备图设计……………………………………………………………28十三、零件图设计……………………………………………………………30十四、总结………………………………………………………………………30参考文献………………………………………………………………………31课程设计书2任务要求：1、减速器装配图一张（0号或一号图纸）2、零件图（1～3张）3、设计说明书一份（6000～8000字）4、其他要求：设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合国家标准。按时，独立完成设计。5、工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。6、使用期：8年，每年按360天计。7、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。机械设计课程设计进度计划表日期计划应该完成的设计内容实际完成的情况第一周完成所有的计算以及验算完成3/4第二周第三周课程设计书3设计题目：带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器设计。设计用于带式运输机上的展开二级圆柱齿轮减速器。连续单向运转，空载启动，中等冲击，二班制工作，运输带速度允许误差为5%，工作期限为10年。设计原始参数表如下：运输机工作扭矩T（N·m）：850运输机带工作速度V（m/s）：0.75卷筒直径D（mm）：360设计参考图如下：1、带传动。2、电动机3、展开二级圆柱齿轮减速器4、带式运输机5、卷筒课程设计书4一、传动方案的拟订蜗杆减速器a一级圆柱齿轮减速器b带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器c如上图所示，a方案采用蜗杆减速器，结构紧凑，但传动效率低，在长期连续使用时不经济；b方案采用一级圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动，成本较低，但使用寿命短；c方案采用带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器适合于繁重及恶劣的条件下长期工作，使用维护方便，但结构尺寸较大。根据综合比较得，选择c方案即能满足工作条件而且工作可靠，结构比较简单，传动效率高，使用维护方便，工艺性，经济性都比较好，所以选择c方案，才方案中，高速级用带传动，因为其传动平稳，能缓冲吸振，保护其它零件，在中间轴选用2级圆柱齿轮传动，其使用寿命长，工作可靠，成本较其他2个方案来说较低。二、电动机的选择①选择电动机的类型②选择电动机的理由③确定电动机的转速④确定电动机的型号1、选择电动机的参数计算⑴、运输机功率：P’=Fv/1000=850*0.8/（0.18*1000）=3.778kw⑵、传动效率：由手册表1—7得：课程设计书5V带传动η1=0.96球轴承η2=0.99齿轮η3=0.9联轴器η4=0.98滑动轴承η5=0.97卷筒η6=0.96η总=η1η23η32η4η5η6=0.96*0.993*0.972*0.98*0.97*0.96=0.8⑶、电动机输出功率：P=P’/η=3.778/0.8=4.723⑷、选择电动机由手册表12—1得Y132S-4符合要求P=5.5KWn=1440r/min轴伸出量80mm轴键槽宽度=10mm轴直径D=38mm电机轴示意图2、传动比分配⑴、总传动比a、卷筒转速n’=V*60*1000/πD=0.75*60*1000/3.14*360）=39.81r/minb、i总=n/n’=1440/39.81=36.17⑵、传动比分配：由《机械零件》表2—7得减速器中低速级i低=4.5i高=3.5iv=i总/（4.5*3.5）=2.493、传动装置运动参数计算⑴、各轮功率P带=5.5*η1=5.5*0.96=5.28KWP1=5.28*η2=5.28*0.99=5.23KWP2=5.5*η1*η22*η3=5.5*0.96*0.992*0.97=5.02KWP3=P2*η4*η2=5.02*0.97*0.99=4.82KW课程设计书6⑵、各轴转速n1=n/2.49=1440/2.49=578.31r/minn2=n/（2.49*3.5）=1440/（2.49*3.5）=185.23r/minn3=n/i总=39.81r/min⑶、各轴转矩T1=9550*P1/n1=9550*5.23/578.31=86366N·mT2=9550*5.02/185.23=258818N·mT3=9550*4.82/39.81=1156267N·m三、V带传动设计课程设计书7四、齿轮传动设计1、选择第一对齿轮材料、确定许用应力选择小齿轮用40Gr调质，硬度取260HB大齿轮用45钢调质，硬度取190HB2、初步计算转矩T1=86366N·mm齿宽系数由书12.13ψd=1.0接触δHLim由书图12.17σHLim1=710MPaσHLim2=540MPa计算[σH][σH1]=0.9σHLim1=639MPa[σH2]=0.9HLim2=486MPaAd值由表12.16，取Ad=85初步计算的小齿轮直径d1=Ad3211*][HdT=66.1mm取d1=75mm齿宽b=ψd*d1=75mm⑴、校核计算圆周速度vv=1000*6011nd=2.27m/s课程设计书8精度等级由表12.6，选取8级精度齿数Z和m取Z1=30Z2=i*Z1=3.5*30=105m=2.5使用系数KA由表12.9，KA=1.75动载荷系数由图12.9，KV=1.1圆周力FtFt=112dT=2032.1NbFKtA=751.2032*75.1=47.42100N/m端面重合度dd=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cos=1.74重合度系数ZZ=34d=0.87齿间载荷分配系数KHαKHα=1/d2=1.32齿向载荷分配系数KHβKHβ=A+B（1/D1）2+C*10-3b由表12.11，A=1.17B=0.16C=0.61KHβ=1.38载荷系数K=KAKVKHαKHβ=3.51弹性系数ZE由表12.12，ZE=189.8mpa节点区域系数ZH由图12.16，ZH=2.5接触最小安全应力SHmin由表12.14，SHmin=1.25总工作时间thth=10*300*16=48000h应力循环次数NL160rn1th=60*1*578.31*48000=1.7*109NL2=1.7*109/3.5=4.9*108接触寿命次数ZN由图12.18，ZN1=1.0ZN2=1.05许用[δH][δH1]=σHLim1*ZN1/SHmin=568MPa[δH2]=σHLim2*ZN2/SHmi2=453.6MPa课程设计书9验算σH=ZEZHZ1*2211bdKT=148.9MPa453.6MPa3、确定主要尺寸实际分度圆直径dd1=mZ1=2.5*30=75mmd2=mZ2=2.5*105=262.5mm中心距aa=m(Z1+Z2)/2=168.75齿宽bb=d1ψd=75mmb1=85b2=754、齿根弯曲疲劳强度验算重合度YY=0.25+0.75/d=0.69齿间载荷分配系数KFα由表12.10，KFα=1/Y=1.45齿向载荷分配系数KFβb/h=75/(2.25+2.5)=13.3KFβ=1.38载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.75*1.1*1.45*1.38=3.85应力修正系数YSα由图12.12，FSα1=1.625FSα1=1.81齿形系数YFα由图12.21，YFα1=2.54YFα2=2.1弯曲疲劳极限σFlim由图12.23,σFlim1=530σFlim2=340MPa最小安全系数SHmin由表12.14，SFmin=1.60应力循环次数NL1=60rn1th=60*1*578.31*48000=1.7*109NL2=1.7*109/3.5=4.9*108弯曲寿命次数YN由图12.24，YN1=0.9YN2=0.95尺寸系数YX由图12.25，YX=1.0许用弯曲应力[δF][δF1]=σFlim1YNYX/SFmin=298.13MPa[δF2]=σFlim2YNYX/SFmin=201.88MPa验算δf1=mbdKT112YFα1FSα1Y=135MPa298MPaδf2=mbdKT112YFα2FSα2Y=124MPa201.88MPa计算结果表明，该齿轮符合要求。课程设计书10（二）、选择第二对齿轮材料、确定许用应力1、选择小齿轮用40Gr调质，硬度取290HB大齿轮用35GrMo调质，硬度取280HB⑴、初步计算转矩T2=258818N·mm齿宽系数由书12.13ψd=1.0接触δHLim由书图12.17CσHLim1=790MPaσHLim2=750MPa初算[σH][σH1]=0.9σHLim1=711MPa[σH2]=0.9HLim2=675MPaAd值由表12.16，取Ad=85初步计算的小齿轮直径d1=Ad3221*][HdT=77mm取d1=90mm初步计算齿宽bb=ψdd1=90mm⑵、校核计算圆周速度vv=1000*6011nd=0.88m/s精度等级由表12.6，选取8级精度齿数Z和m取Z1=30Z2=i*Z1=3.5*30=135m=3使用系数KA由表12.9，KA=1.75动载荷系数由图12.9，KV=1.1圆周力FtFt=122dT=5751.51NbFKtA=7551.5751*75.1=111.83100N/m端面重合度dd=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cos=1.75课程设计书11重合度系数ZZ=34d=0.87齿间载荷分配系数KHαKHα=1/d2=1.2齿向载荷分配系数KHβKHβ=A+B（1/D1）2+C*10-3b由表12.11，A=1.17B=0.16C=0.61KHβ=1.38载荷系数K=KAKVKHαKHβ=3.19弹性系数ZE由表12.12，ZE=189.8mpa节点区域系数ZH由图12.16，ZH=2.5接触最小安全应力SHmin由表12.14，SHmin=1.25总工作时间thth=10*300*16=48000h应力循环次数NL160rn2th=60*1*185.23*48000=5.3*108NL2=5.3*108/4.5=1.2*108接触寿命次数ZN由图12.18，ZN1=1.1ZN1=1.12许用[δH][δH1]=σHLim1*ZN1/SHmin=695MPa[δH2]=σHLim2*ZN2/SHmi2=604MPa验算σH=ZEZHZ1*2212bdKT=648MPa695MPa2、齿根弯曲疲劳强度验算重合度YY=0.25+0.75/d=0.68齿间载荷分配系数KFα由表12.10，KFα=1/Y=1.2齿向载荷分配系数KFβb/h=75/(2.25+2.5)=13.3由图12.14，KFβ=1.4载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.75*1.1*1.2*1.4=3.2应力修正系数YSα由图12.22，FSα1=1.625FSα1=1.83齿形系数YFα由图12.21，YFα1=2.54YFα2=2课程设计书12弯曲疲劳极限σFlim由图12.23C,σFlim1=630σFlim2=580MPa最