减速器课程设计--用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器---副本---副本

沈阳工程学院《机械设计课程设计》计算说明书题目用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器院系:机械工程学院专业:机械制造与自动化年级:机制专122学生姓名:李超学生学号:2012549225指导教师:朱爽完成课程设计时间2015年5月目录设计题目……………………………………………………………………………..11、传动方案的设计与拟定………………………………………………….....22、电动机的选择……………………………………………………………….....23、传动装置总传动比计算及传动比初步分配………………………......34、计算传动装置的运动参数和动力参数…………………………….......45、普通V带传动设计………………………………………………………......56、齿轮传动设计………………………………………………………………....77、轴设计………………………………………………………………………......118、滚动轴承的选择…………………………………………………………......219、键的选择和强度校核……………………………………………………....2210、联轴器的选择………………………………………………………………2311、减速器的润滑………………………………………………………..........2412、减速器箱体尺寸计算……………………………………………….......2413、齿轮的加工工序卡及程序...........................................................2514、设计总结……………………………………………………………….......2615、参考文献……………………………………………………………….......27设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。1-----V带传动2-----运输带3-----一级圆柱齿轮减速器4-----联轴器5-----电动机6-----卷筒原始数据：（数据编号A5）设计要求：已知运输带工作拉力F=1300N，运输带工作速度V=1.55m/s，卷筒直径D=250mm。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为%51、传动方案的设计与拟定结构简图如下：1-----V带传动2-----运输带3-----一级圆柱齿轮减速器4-----联轴器5-----电动机6-----卷筒此传动方案选用了V带传动和闭式齿轮传动。V带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点，但此方案的结构尺寸较大；V带传动也不适宜用于繁重工作要求的场合及恶劣的工作环境。同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。2、电动机的选择2.1确定传动装置所需的功率PP=FV/1000=1300X1.55/1000=2.015Kw2.2确定传动装置的效率由Ⅰ表9-10查得：普通V带传动的效率96.01一对滚动轴承的效率99.02（球轴承，稀油润滑）闭式圆柱齿轮传动的效率97.03（8级）弹性联轴器的效率99.04传动滚筒效率96.05故传动装置的总效率为859.096.099.097.099.096.035433212.3选择电动机电动机所需的额定功率电动机所需最小名义功率346.2859.0015.2PPdKW因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。由Ⅱ表2-4选用Y100L2-4电动机，edP=3kW，1420ednr/min,2.2额定转矩堵转转矩，2.2额定转矩最大转矩。由Ⅱ表2-5查得所选电动机的主要参数列于表2-1表2-1电动机主要参数名称符号参数值额定功率edP3kW满载转速edn1420r/min伸出端直径D009.0004.028mm伸出端安装长度E60mm安装基础地脚螺栓距离AXB160mmX140mm3、传动装置总传动比计算及传动比初步分配3.1总传动比的计算滚筒的转速min471.11825055.1100060100060rDvnW总传动比986.11471.1181420Wmanni3.2传动比初步分配由II—P5表2-2，取V带传动的传动比为5.20i，则减速器的传动比i为794.45.2986.110iiia4、计算传动装置的运动参数和动力参数4.1电动机轴mnPrnnkWPdPm778.159550min1420346.2000004.21轴减速器主动轮轴（高速轴）mnPrinnkWPP864.379550min5685.21420252.296.0346.2111010101014.32轴减速器从动轮轴（低速轴）mNnPrinnkWPP265.1749550min481.118794.4568162.296.0252.2222121212124.43轴（滚筒洲）mrnkWPP265.174min481.1183140.299.0162.2323231轴和2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率0.99运动和动力参数的计算结果汇总列表如下表表4-1轴名功率kWP/转矩)/(m转速n/(r/min)传动比i效率电机轴2.34615.77814202.54.79410.960.960.991轴2.25237.8645682轴2.162174.265118.481滚筒轴2.140174.265118.4815普通V带传动设计5.1普通v带的型号根据Ⅰ查表13-4得：2.1AK计算功率：kWkWPKPAc6.3)32.1(由Ⅰ图13-1选用A型普通V带5.2确定带轮基准直径1dd和2dd查Ⅰ表13-5，普通V带A型带轮最小基准直径mmdd75min选取主动带轮直径：mmdd851取带的滑动率：ε=0.02则从动带轮直径：mmidddd25.208)02.01(855681420112）（由Ⅰ表13-5选取从动带轮基准直径标准值：mmdd2122普通V带传动的实际传动比：494.285212121ddddi5.3验算带速vsmndvd/32.610006014208510006011带速v在5~25m/s范围内带速合适5.4确定中心距a和带的基准长度dL初定中心距0a按照)(2)(7.021021ddddddadd)21285(2)21285(7.00ammamm5949.2070初取mma4000计算所需带长0dL：mmaddddaLddddd5.12864)()(2202122100查Ⅰ表13-2，选取V带的标准基准长度mmLd1250标注为：A1250GB/T11544-1997确定实际中心距：mmLLaadd75.381200安装中心距：mmLaad3631250015.075.381015.0minmmLaad25.419125003.075.38103.0max5.5验算小带轮的包角α1209.1603.571800121adddd（符合要求）5.6确定普通型带的根数z由Ⅰ查表13-3得：V带额定功率kWP07.10；单根普通V带额定功率值增量kWP17.00由Ⅰ查表13-2得：V带长度系数93.0LK由Ⅰ查表13-7得：带轮包角系数9.0K252.393.096.017.007.16.3)(00）（LcKKPPPz故需V带根数为：z=45.7计算带传动作用在轴上的力QF1）、计算单根普通型带的张紧力0F由Ⅰ查表13-1得：q=0.10kg/mNqvzvKPKFc215.118)5.2(500202）、计算带传动作用在轴上的力QFNZFFOQ8.9322161sin215.118422sin2105.8带轮结构设计查Ⅰ表13-6可知：带轮选取A型带带轮宽度为mmezfB4815)13(92)1(26、齿轮传动设计6.1重新计算减速器高速轴的运动参数和动力参数用于带传动的实际传动比与事先所分配的传动比有变化，故减速器各轴的转速和所受到的扭矩也随之发生变化，为使设计更加精准，故必须重新计算这些参数。结果如下：mnPrddninnkWPPdd775.379550min34.56985/2121420/252.296.0346.2111120010101016.2选择齿轮材料及热处理由Ⅰ表10-9得：小齿轮采用45钢调质处理，硬度为197-286HBS取260HBS;大齿轮采用45钢调质处理，硬度为197-286HBS取240HBS6.3确定齿轮材料许用接触应力①试验齿轮接触疲劳极限应力由Ⅰ图13-5可得：MPaH6501lim，MPaH5502lim②齿轮接触疲劳强度最小安全系数由Ⅰ表13-37可得：1.1HS③齿轮接触疲劳强度寿命系数应力循环次数911023.1103001234.56916060hjnLN89121057.2794.4/1023.1iNN由Ⅰ图13-6得：11NZ;12NZ④工作硬化系数由于齿轮工作面为软齿面组合1WZ⑤齿轮材料许用接触应力MPaZZSMPaZZSNWHHHNWHHH500111.1550590111.165022lim211lim16.4按齿面接触强度设计齿轮传动①作用在高速轴上的扭矩：mNnPT.37775100000055.91②载荷系数由Ⅰ表13-38得载荷系数=1.2-1.6,由于齿轮为对称布置，所以取K=1.4③齿宽系数由于是减速器取1d④齿轮材料弹性系数由Ⅰ表13-39查得：MPaZE8.189⑤初选齿数和齿数比取1z=25，2z=i1z=4.794X25=119.85,故取z2=120齿数比8.42512012zzu⑥节点区域系数5.2HZ⑦按齿面接触疲劳强度设计mmuuKTZZdHHE6.48123d1216.5确定传动的主要参数①确定模数mmzdm94.1255.4811，取mmm2②确定中心距mmzzma1451202522221③其他主要尺寸mmmzd5025211（大于不发生齿面疲劳点蚀的最小值，安全）mmbbmmdbmmhddmmhddmmhddmmhddmmmzddffffaaaa566502355.222402455.2250224422240254225022401202211222112211226.6校核齿轮齿根弯曲疲劳强度①试验齿轮弯曲疲劳极限应力由Ⅲ查表11-1知：MPaF5601lim;MPaF4102lim②齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数由Ⅲ查表11-5知：25.1FS③许用弯曲疲劳应力MPaSMPaSFFFFFF32825.141044825.15602lim21lim1④齿形系数由Ⅲ查图11-8知：73.21FaY，21.22FaY⑤应力修正系数由Ⅲ查图11-9知：58.11SaY,81.12SaY⑥校核齿根弯曲疲劳强度MPaMPaYYYYMPaMPazbmYYKTFSaFaSaFaFFFSaFaF3286.7558.173.281.121.25.814485.812525658.173.2377754.122211221212121111（安全）6.7齿轮参数和